Perancangan Ulang Pompa Sentrifugal KIIC [PDF]

Citation preview

PERANCANGAN ULANG POMPA SENTRIFUGAL DI PT TORISHIMA GUNA ENGINEERING UNTUK INTAKE PUMP KARAWANG INTERNATIONAL INDUSTRIAL CITY



SKRIPSI



Oleh:



Syamsul Bahri NIM : 171430047



PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN KILANG POLITEKNIK ENERGI DAN MINERAL AKAMIGAS CEPU 2021



PERANCANGAN ULANG POMPA SENTRIFUGAL DI PT TORISHIMA GUNA ENGINEERING UNTUK INTAKE PUMP KARAWANG INTERNATIONAL INDUSTRIAL CITY



SKRIPSI



Diajukan Guna Memenuhi Salah Satu Syarat untuk Memperoleh Gelar Profesional Sarjana Terapan pada Program Sarjana Terapan Program Studi Teknik Mesin Kilang PEM Akamigas



Oleh:



Syamsul Bahri NIM : 171430047



PROGRAM STUDI TEKNIK MESIN KILANG POLITEKNIK ENERGI DAN MINERAL AKAMIGAS CEPU 2021



ABSTRAK Dalam dunia industri, pompa sentrifugal mempunyai peran yang sentral untuk memindahkan fluida cair dari satu tempat ke tempat lain. Bulan Januari 2020, PT. Torishima Guna Engineering menerima permintaan overhoul pompa sentrifugal ETA-N 150 x 125-400 dari PT. Maligi Permata Industrial Estate yang berfungsi sebagai pompa intake di kawasan Karawang International Industrial City (KIIC). Pompa tersebut diketahui mengalami penurunan head dan kapasitas. Setelah dilakukan pengecekan, ditemukan uniform surface corrosion dan erosion corrosion pada impeller dan volute chamber, deep scratch dan light corrosion pada poros, dan kegagalan pada bearing yang dikarenakan unbalance pada motor penggerak pompa. Berdasarkan hasil pengecekan tersebut maka penulis melakukan perancangan ulang pompa sentrifugal dengan metodologi penulisan yang meliputi, melakukan studi kepustakaan, melakukan pengumpulan data-data dari lapangan, melakukan diskusi kepada pihak-pihak yang terkait dan berkonsultasi dengan pembimbing kemudian melakukan proses perancangan ulang yang meliputi, perancangan impeller, volute chamber, poros dan pasak, penentuan bearing, penentuan pelumas bearing, penentuan coupling. Dan penggantian jenis material dengan tujuan untuk mengurangi atau menghindari korosi. Setelah dilakukan perancangan ulang pada pompa sentrifugal dengan menggunakan standar API 610 maka didapatkan pompa sentrifugal jenis single stage, putaran 1450 rpm, efisiensi overall pompa sebesar 80%, daya pompa sebesar 29,34 kW, menggunakan impeller jenis backward-curved dengan material bronze UNS C95200, diameter impeller sebesar 343 mm untuk diameter luar dan 154 mm untuk diameter dalam, menggunakan 7 bauh sudu yang mana pompa tersebut mampu beroperasi pada kapasitas 229,8 m3/h dan head 37 m. Dan juga dilakukan tinjauan terhadap keekonomianya diperkirakan harga pompa beserta motor listriknya adalah Rp.167.892.453,3 dengan total keuntungan Rp.17.495.621,-/tahun dan Pay Out Time selama 9 tahun 6 bulan, sehingga proyek ini dapat dikatakan layak untuk diteruskan. Kata Kunci:



Pompa sentrifugal, perancangan ulang, tinjauan keekonomian.



ii



ABSTRACT In the industry, centrifugal pump has a central function for moving liquid from one place to another place. In january 2021, PT. Torishima Guna Enginering received a overhaul request of centrifugal pump type ETA- N 150 x 125-400 from PT. Maligi Permata Industrial Estate. Which functions as an intake pump in the Karawang International Industrial City (KIIC) area. The pump was rumored to have decreased head and capacity. After checking, uniform surface corrosion and erosion corrosion were found on the impeller and volute chamber, deep scratch and light corrosion on the shaft, and failure of the bearing due to unbalance in the pump driver motor. Based on the results of these checks, the author will redesign the centrifugal pump with a writing methodology which includes conducting a literature study, collecting data from the field, conducting discussions with related parties and consulting with the supervisor then carrying out a redesign process which includes, impeller design, volute chamber, shaft and pin, bearing determination, bearing lubricant determination, coupling determination. And changing the type of material in order to reduce or avoid corrosion. After redesigning the centrifugal pump by using the API 610 standard, we get single stage centrifugal pump, with 1450 rpm speed, overall pump efficiency is 80%, pump power is 29.34 kW, using a backward curved type of impeller with bronze UNS C95200 material, the impeller diameter is 343 mm for the outside diameter and 154 mm for the inside diameter, using 7 blades where the pump is able to operate at a capacity of 229,8 m3 / h and a head of 37 m. And also a review of its economics it is estimated that the price of the pump and its electric motor is Rp. 167.892.453,3 with a total profit of Rp. 17.495.621, - / year and Pay Out Time for 9 years and 6 months, so this project is feasible to proceed. Keywords:



Centrifugal Pump, redesign, review of the economy.



iii



I. 1.1



PENDAHULUAN



Latar Belakang Pompa sentrifugal merupakan salah satu peralatan mekanik yang mempunyai



peranan penting dalam suatu industri. Yaitu sebagai media pendistribusi fluida cair melalui sebuah sistem perpipaan untuk menunjang kebutuhan operasi dan distribusi dalam suatu industri. Torishima Guna Group merupakan sebuah perusahaan joint venture antara Torishima Pump Mfg. Co. Ltd. dari Jepang dan PT. Guna Elektro dari Indonesia. Torishima Guna Group terdiri dari tiga perusahaan, antara lain: PT. Torishima Guna Indonesia sebagai pump manufacturer, PT. Geteka Founindo sebagai ferrous & nonferous foundry, dan PT. Torishima Guna Engineering sebagai engineering services. Dalam kegiatan praktik kerja lapangan, penulis ditempatkan di PT. Torishima Guna Engineering dengan tujuan untuk meningkatkan pengetahuan dan pemahaman penulis di bidang turbomachinery services and engineering, terutama di bidang pompa. Bulan Januari 2021, PT. Torishima Guna Engineering menerima permintaan overhoul pompa sentrifugal ETA-N 150 x 125-400 dari PT. Maligi Permata Industrial Estate yang berfungsi sebagai pompa intake di Kawasan Karawang International Industrial City (KIIC). Pompa tersebut diisukan mengalami penurunan head dan kapasitas serta vibrasi yang tinggi. Setelah dilakukan pengecekan, ditemukan uniform surface corrosion dan erosion corrosion pada impeller dan volute chamber, deep scratch dan light corrosion pada poros, dan kegagalan pada bearing yang dikarenakan unbalance pada motor penggerak pompa.



Gambar 1.1 Kondisi Incoming Pompa Sentrifugal ETA-N 150 x 125-400



Mengacu pada hasil pengecekan tersebut, penulis ingin melakukan perancangan ulang beberapa komponen pompa sentrifugal. Oleh karena itu, penulis nantinya akan menuangkan hasil perancangan pompa tersebut ke dalam skripsi yang berjudul “Perancangan ulang pompa sentrifugal di PT Torishima Guna Engineering untuk intake pump Karawang International Industrial City”, dengan tujuan untuk



2



menentukan pompa sentrifugal yang sesuai dengan kapasitas yang dibutuhkan serta handal dan ekonomis.



1.2



Perumusan Masalah Dengan mengacu pada latar belakang di atas, maka dapat penulis rumuskan



secara spesifik gambaran mengenai masalah-masalah yang diangkat dalam penulisan skripsi ini. 1. Uniform surface corrosion yang dialami impeller dan sudu-sudu impeller yang mengalami erosion corrosion, yang mengakibatkan penurunan performa pada pompa senrifugal; 2. Volute casing mengalami uniform surface corrosion 3. Poros pompa mengalami uniform surface corrosion dan ditemukan banyak goresan (deep scratch). 4. Bearing mengalami kegagalan yang dikarenakan unbalance pada motor pompa, sehingga dapat menyebabkan vibrasi berlebihan 5. Menentukan jenis pompa sentrifugal yang sesuai dengan kapasitas yang dibutuhkan; 6. Kemudian melakukan perhitungan dimensi untuk bagian-bagian utama pompa sentrifugal dan menentukan elemen-elemen mesin pendukungnya; 7. Melakukan tinjauan ekonomi untuk mengetahui kebutuhan dan kelayakan ekonominya.



1.3



Hipotesis Dalam perancangan ulang pompa sentrifugal ETA-N 150 x 125-400 yang



menjadi permasalahan utama adalah terjadinya penurunan head dan kapasitas serta 3



vibrasi yang tinggi. Kemudian setelah dilakukan pengecekan, ditemukan uniform surface corrosion dan erosion corrosion pada impeller dan volute chamber, deep scratch dan light corrosion pada poros, dan kegagalan pada bearing yang dikarenakan unbalance pada motor penggerak pompa. Permasalahan tersebut secara teoritis dengan mengacu pada standard dan literatur yang ada dapat diatasi dengan melakukan penggantian material pada komponen-komponen yang mengalami degradasi kekuatan. Hasil perancangan ini nantinya akan digunakan sebagai sarana pembuktian hipotesis tersebut. Sehingga diperoleh hasil kajian yang terbukti secara ilmiah.



1.4



Tujuan Tujuan dari perancangan ulang pompa sentrifugal ini adalah sebagai berikut: 1. Melakukan upgrade material untuk impeller, volute chamber, poros dan pasak agar lebih tahan terhadap korosi; 2. Melakukan perancangan ulang beberapa komponen pompa sentrifugal yang meliputi perancangan impeller, volute chamber, poros dan pasak, penentuan bearing, penentuan pelumas bearing, dan penentuan coupling. Kemudian melakukan tinjauan keekonomiannya. Dengan tujuan untuk menentukan pompa yang sesuai dengan kebutuhan operasi.



1.5



Batasan Masalah Pada saat proses penyusunan skripsi, penulis hanya akan membatasi



permasalahnya pada perancangan yang meliputi: 1. Upgrade material untuk beberapa komponen pompa yang mengalami uniform surface corrosion, erosion corrosiom dan deep scratch; 2. Perancangan impeller pompa dan sudunya; 4



3. Perancangan volute chamber; 4. Penentuan Coupling; 5. Perancangan poros pompa; 6. Perancangan pasak; 7. Penentuan bearing; 8. Penentuan pelumas bearing; 9. Perhitungan biaya yang ditimbulkan dari perancangan peralatan tersebut yang kemudian dilakukan peninjauan kelayakan secara keekonomiannya.



1.6



Manfaat Manfaat dari perancangan ulang pompa sentrifugal ini adalah sebagai berikut: 1. Sebagai kajian ilmiah yang dapat digunakan dalam proses reverse engineering yang sering ditemui di industri manufaktur; 2. Sebagai sarana pembanding antara ilmu-ilmu dan pengetahuan yang diperoleh di bangku kuliah dengan kondisi aktual yang ada di dunia industri; 3. Mampu menerapkan ilmu-ilmu dan pengetahuan yang diperoleh di bangku kuliah sesuai bidangnya.



5



II. 2.1



TINJAUAN PUSTAKA



Pengertian Pompa Pompa adalah suatu peralatan mekanik yang berfungsi untuk mengalirkan suatu



cairan dari suatu tempat ke tempat yang lain dengan menggunakan media berupa pipa. Pemindahan tersebut dilakukan dengan menambahkan energi pada cairan sehingga cairan dapat mengalir secara kontinyu karena memiliki tekanan. Tekanan dibangkitkan oleh pompa dengan cara memberi energi pada cairan, dimana emergi yang diberikan dapat berupa energi potensial maupun energi kecepatan yang bersumber dari suatu penggerak.



2.2



Klasifikasi Pompa Berdasarkan cara pemindahan dan penambahan energi pada cairan, pompa dapat



diklasifikasikan menjadi dua kelompok yaitu pompa pemindah non positif dan pompa pemindah positif. 1.



Pompa Pemindah Non Positif Pompa pemindah non positif adalah pompa dengan volume ruang yang tetap pada saat pompa beroperasi. Energi yang diberikan pada cairan berupa energi kecepatan yang diubah menjadi energi tekanan oleh rumah pompa itu sendiri.



2.



Pompa Pemindah Positif Pompa pemindah positif adalah pompa dangan volume ruang kerja yang berubah-ubah dari besar ke kecil atau sebaliknya, selama pompa



beroperasi. Energi yang diberikan kepada cairan adalah energi potensial sehingga cairan berpindah volume per volume.



2.3



Perencanaan Perancangan Pompa Sentrifugal Perancangan pompa sentrifugal harus mempertimbangkan karakteristik



pengoperasian dan fluida yang akan dipompakan. Kemudian melakukan perhitungan yang meliputi pemilihan pompa, pemilihan material pompa, perhitungan daya pompa, perhitungan NPSHr pompa, kemudian melakukan perancangan dan menentukan beberapa komponen utama pompa yaitu, impeller, volute chamber, coupling, poros pompa, pasak pompa, bearing dan sistem pelumasannya.



2.3.1



Karakteristik Fluida yang Dipompakan Kondisi fisik maupun kimia dari suatu fluida sangat berpengaruh dalam



perancangan dan perhitungan pompa. Jenis fluida beserta karakteristiknya perlu diketahui sebagai dasar untuk perhitungan perancangan pompa sentrifugal, karakteristik dari fluida yang dipompakan tersebut terdiri dari jenis cairan, specific gravity (SG), viskositas absolut dan tekanan uap cairan yang dipompakan.



2.3.2



Menentukan Kapasitas Pompa Kapasitas suatu pompa adalah jumlah aliran kontinyu persatuan waktu yang



mampu dialirkan oleh suatu pompa. Dalam melakukan perancangan pompa, kapasitas merupakan data yang dibutuhkan sebagai dasar perhitungan perancangan pompa. Kapasitas ini ditentukan berdasarkan kebutuhan proses dangan pertimbangan operasi jangka panjang.



7



2.3.3



Menentukan Total Head Pompa Head pompa adalah energi per satuan berat yang harus disediakan untuk



mengalirkan sejumlah fluida cair yang direncanakan sesuai kondisi instalasi pompa, yang umumnya dinyatakan dalam satuan panjang. Head dapat bervariasi pada penampang yang berbeda, tetapi kenyataannya selalu terdapat rugi-rugi head (head loss). Total head pompa merupakan jumlah antara head statis dan head dinamis. Dimana head statis merupakan head yang besarnya tidak dipengaruhi oleh kecepatan fluida, sedangkan head dinamis besarnya dipengaruhi oleh kecepatan fluida. Total head pompa yang harus disediakan untuk mengalirkan sejumlah fluida cair dapat ditentukan dari kondisi instalasi sistem perpipaan yang dilayani oleh pompa.



2.4



Penentuan Jenis Pompa Penentuan jenis pompa dapat dilaksanakan dengan pertimbangan berdasarkan



beberapa parameter operasi, antara lain:



2.5



1.



Kapasitas;



2.



Head;



3.



Tinggi angkat statis;



4.



Jenis cairan yang dilayani.



Pemilihan Material Pompa Pemilihan material merupakan tahapan yang paling utama dalam melakukan



perancangan ulang pompa sentrifugal, pemilihan material yang salah akan mengakibatkan kegagalan operasi pada pompa tersebut.



8



2.5.1



Data Pemilihan Material Pompa Melakukan identifikasi terhadap properties dan kandungan dari fluida service



merupakan langkah yang sangat penting sebelum menentukan jenis material yang akan digunakan untuk pompa tersebut, identifikasi yang salah akan menyebabkan kerusakan hingga kegagalan operasi dari pompa tersebut. (Sularso, Haruo Tahara, 2000)



Berikut merupakan data yang perlu diketahui sebelum menentukan jenis material yang akan digunakan. 1. Jenis zat cair yang akan dipompkan (fluida service); 2. Zat korosif yang terdapat didalam zat cair (seperti H2SO4, HCI) harus diidentifikasi secara jelas; 3. Kandungan Ph pada zat cair yang dipompakan; 4. Kotoran atau persentase berat zat selain yang dinyatakan dalam (2) didalam zat cair (seperti garam logam, zat organik, dan lain-lain); 5. Temperatur zat cair: a.



Temperatur maksimum (˚C);



b.



Temperatur rata-rata (˚C);



c.



Temperatur minimum (˚C).



6. Berat jenis atau kerapatan zat cair yang dipompa: a.



Berat jenis cairan (kg/m2), pada temperatur maksimum (˚C);



b.



Berat jenis cairan (kg/m2), pada temperatur rata-rata (˚C);



c.



Berat jenis cairan (kg/m2), pada temperatur minimum (˚C).



7. Tekanan penguapan pada temperatur tersebut dalam (6) : a.



Tekanan penguapan (kgf/cm2), pada temperatur maksimum (˚C);



9



b.



Tekanan penguapan (kgf/cm2), pada temperatur rata-rata (˚C);



c.



Tekanan penguapan (kgf/cm2), pada temperatur minimum (˚C).



8. Viskositas : a.



Viskositas cairan (kg.s/m2), pada temperatur maksimum (˚C);



b.



Viskositas cairan (kg.s/m2), pada temperatur rata-rata (˚C);



c.



Viskositas cairan (kg.s/m2), pada temperatur minimum (˚C).



9. Zat padat yang terkandung a.



Berat jenis atau kerapatan (g/m3);



b.



Jumlah kandungan (ppm).



10. Kondisi pemakaian pompa a.



Operasi terus menerus atau terputus;



b.



Apakah zat cair disirkulasikan dalam jalur pipa tertutup atau zat cair baru ditambahkan terus menerus;



c.



Apakah pompa kadang kadang dibuka atau bagian dalamnya kadangkadang tekena udara.



11. Umur pompa yang diminta berdasarkan pertimbangan ekonomi



2.5.2



Standar Pemilihan Material Pompa API 610 adalah standar untuk pompa sentrifugal yang digunakan untuk industri



minyak bumi, industri kimia dan gas jasa. API 610 meliputi standar minimum : 1.



Safety



2.



Reliability



3.



Maintainability



10



Maka, API Standard 610 mensyaratkan penggunaan material pompa yang akan digunakan untuk industri minyak dan gas bumi, industri kimia dan gas jasa pada Tabel 2.1. Tabel berikut memberikan panduan yang menunjukkan kelas material yang dapat sesuai untuk berbagai layanan. Tabel 2.1 Materials Class Selection Guidance (API Standart 610, 2010) Temperature range ˚C ˚F



Service Fresh water, condensate, cooling tower water Boiling water and process water



Boiler feed water Axially split Double-casing (barrel) Boiler circulator Foul water, reflux drum water, water draw, and hydrocarbons containing these waters, inclusing reflux streams Propane, butanem liquefied petroleum gasm ammonia, ethylene, low temperature servce (minimum metal temperature) Diesel oil; gasoline; naphtha, kerosene; gasoils; Medium and heavy lubricating oils; residuum; crude oil; asphalt; synthetic crude bottoms Seawater Sour water Produce water, formation water and brine Sulfur (liquid state)



2.6



Pressure range



Materials class



Ref note



< 100



< 212



All



I-1 or I-2



-



< 120 120 to 175 > 175



< 250 250 to 350 > 350



All All All



I-1 or I-2 S-5 S-6, C-6



a a a



> 95 > 95 > 95



> 200 > 200 > 200



All All All



-



< 175 > 175



< 350 > 350



All All



< 230 > - 46 > - 73 > - 100 > - 196



< 450 > - 50 > - 100 > - 150 > - 320



All All All All All



C-6 C-6 C-6 S-3 or S6 C-6 S-1 S-1(LCB) S-1(LC2) S-1(LC3) A-7orA-8



h h hj hj



< 230 230 to 370 > 370



< 450 450 to 700 > 700



All All All



S-1 S-6 C-6



b,c b



< 95 < 260 All All



< 200 < 470 All All



All All All All



D-1 D-1orD-2 S-1



f f -



Perhitungan Kecepatan Spesifik Dalam melakukan perancangan pompa sentrifugal, hal utama yang perlu



diperhatikan adalah kecepatan spesifik. Kecepatan spesifik merupakan bilangan index



11



yang menunjukkan hubungan antara flow, head dan kecepatan pada kondisi efisiensi maksimal. Kecepatan spesifik digunakan untuk menentukan jenis impeller dan geometri impeller. Kecepatan Spesifik dapat dihitung dengan beberapa persamaan yaitu, kecepatan spesifik kinematik, kecepatan spesifik dinamik, dimensionless shape number.



2.6.1



Kecepatan Spesifik Kinematik (nsQ) Kecepatan spesifik kinematik adalah kecepatan impeller yang secara geometris



sama apabila ukuran impeller tersebut diubah, sehingga memberikan kapasitas pemompaan 1 m3/s dengan head 1 m. Kecepatan spesifik kinematik dapat dirumuskan sebagai berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:106). 𝑛𝑠𝑄 =



𝑛√𝑄 , … … … … . . … … … . . … … … … … … . … … … . … . . … … … … . (𝟐. 𝟏) 𝐻 3/4



Keterangan:



2.6.2



n



= Putaran, rpm



Q



= Kapasitas Cairan, m3/s



H



= Head total Pompa, m



Kecepatan Spesifik Dinamik (nsP) Kecepatan spesifik dinamik adalah kecepatan impeller yang mana secara



geometrik sama, untuk mengangkat cairan setinggi 1 m dan memerlukan daya satu metrik HP, serta mempunyai kapasitas pemompaan sebesar 0,075 m3/detik. Kecepatan spesifik dinamik dirumuskan sebagai berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:108).



12



𝛾 .𝑛 75 𝑠𝑄



𝑛𝑠𝑃 = √



𝛾 𝑛√𝑄 . … … … … . . … … … … … … . … … … . … … . . … … … … . (𝟐. 𝟐) 75 𝐻 3 /4



𝑛𝑠𝑃 = √



Keterangan:



2.6.3



γ



= Berat jenis Cairan, kg/m3



n



= Putaran, rpm



Q



= Kapasitas Cairan, m3/s



H



= Head total Pompa, m



Dimensionless Shape Number (nsf) Dimensionless shape number merupakan kecepatan spesifik yang menyatakan



bilangan bentuk, dimana dapat dirumuskan sebagai berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:120).



𝑛𝑠𝑓 =



𝑛√𝑄 … … … … . . … … … … … … . … … … . … … … . … … … … . (𝟐. 𝟑) (𝑔 . 𝐻)3/4



Atau setara dengan: 𝑛𝑠𝑓 = 3 . 𝑛𝑠𝑄 𝑛𝑠𝑓 = 3 .



𝑛√𝑄 … … … … . . … … … … … … . … … … . … … . . … … . . … … … . (𝟐. 𝟒) 𝐻 3/4



Keterangan: n



= Putaran, rpm



Q



= Kapasitas Cairan, m3/s



H



= Head total Pompa, m



13



2.7



Penentuan Efisiensi Overall Pompa Sentrifugal Efisiensi overall pompa sentrifugal adalah total seluruh efisiensi yang terdiri dari



efisiensi volumetris, efisiensi hidrolik, dan efisiensi mekanik. Untuk dapat menentukan harga efisiensi overall pompa berdasarkan kecepatan spesifik yang telah ditentukan, dapat dilihat pada gambar berikut.



Gambar 2.1 Grafik Efisiensi Pompa berdasarkan Kecepatan Spesifik (Lazarkiewicz dkk., 1965)



2.8



Perhitungan Daya Daya adalah kerja yeng dilakukan setiap satuan waktu. Pada instalasi



perpompaan daya terdiri dari daya cairan, daya pompa, dan daya penggerak.



2.8.1



Menghitung Daya Cairan (Pw) Daya cairan adalah daya yang diterima cairan atau daya yang diberikan



impeller pada cairan. Daya cairan dapat dihitung menggunakan rumus berikut (Sularso, Haruo Tahara, 2000:53).



14



𝑃𝑤 =



𝑄. 𝐻. 𝛾 , 𝐇𝐏 … … … … . . … … … . . … … … . … … … … . … … … … … . (𝟐. 𝟓) 75



Keterangan:



2.8.2



Q



= Kapasitas Cairan, m3/s



H



= Head total Pompa, m



γ



= Berat Jenis Cairan, kg/m3



Menghitung Daya Pompa (Pp) Daya pompa merupakan daya poros pompa atau daya yang diberikan pada



impeller. Daya pompa dapat dihitung dengan menggunakan rumus berikut (Sularso, Haruo Tahara, 2000:53).



𝑃𝑝 =



𝑃𝑤 , 𝐇𝐏 … … … … … . . … … … . … … … … … … … … … . … … … … … . (𝟐. 𝟔) 𝜂𝑜𝑝



Keterangan:



2.8.3



Pw



= Daya Cairan, HP



ηop



= Efisiensi Overall Pompa



Menghitung Daya Penggerak (Pm) Daya penggerak adalah daya poros pennggerak yang diberikan pada poros



pompa. Daya penggerak dapat dihitung dengan menggunakan rumus berikut (Sularso, Haruo Tahara, 2000:58).



𝑃𝑚 =



𝑃𝑝 (1 + 𝑎) , 𝐇𝐏 … … … … … . . … … . … … … … … … … . … … … … … . (𝟐. 𝟕) 𝜂𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠



Keterangan: Pp



= Daya Pompa, HP



a



= Margin Factor



15



ηtrans



2.9



= Efisiensi Transmisi



Perhitungan Net Positive Suction Head (NPSH) NPSH merupakan head netto pada suction flange pompa sentrifugal setelah head



positif yang mengakibatkan cairan masuk ke dalam pompa dikurangi semua head negatif termasuk tekanan penguapan cairan yang menghalangi masuknya cairan tersebut. Yang berpengaruh terhadap NPSH adalah tekanan penguapan cairan (Pv). Terdapat dua jenis NPSH, yaitu NPSHa (Net Positive Suction Head available) dan NPSHr (Net Positive Suction Head required). Yang mana NPSHa adalah nilai NPSH yang ada pada sistem perpipaan di tempat pompa akan bekerja, sedangkan NPSHr adalah nilai NPSH spesifik pompa agar bekerja dengan normal. Dalam penulisan skripsi ini hanya akan dilakukan perhitungan NPSHr, untuk nilai NPSHa tidak perlu dilakukan perhitungan kembali karena sistem perpipaan telah ada di lapangan dan tidak dilakukan perancangan perpipaan baru lagi.



2.9.1



Net Positive Suction Head Required (NPSHr) NPSH required atau NPSH yang diperlukan adalah head tekanan yang



besarnya sama dengan penurunan tekanan. Besarnya bedasarkan rancang bangun dan tes yang dikeluarkan oleh pabrik pembuat. Harga NPSHr pada umumnya tertera di name plate atau data spesifikasi pompa, dimana NPSHa (yang tersedia) > NPSHr (yang diperlukan) Harga NPSHr dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut (Sularso, Haruo Tahara, 2000:46). 𝟒



𝑛√𝑄 𝟑 𝑁𝑃𝑆𝐻𝑟 = ( ) , 𝐦 … … … … … . . … … . … … … … . … … … … … … … . (𝟐. 𝟖) 𝑆



16



Keterangan: n



= Putaran, rpm



Q



= Kapasitas, m3/s



S



= Harga Kecepatan Spesifik Isap = (Untuk pompa-pompa berbentuk umum S = 1200)



2.10 Perancangan Impeller Pompa Sentrifugal Dalam rancang bangun impeller pompa sentrifugal terdapat langkah-langkah perancangan. Langkah yang pertama merupakan yang paling penting yaitu menentukan jenis impeller. Untuk langkah-langkah selanjutnya perlu dilakukan perhitungan dengan teliti dan penuh pertimbangan, sehingga dapat diperoleh data yang lengkap untuk menggambar dimensi impeller.



2.10.1 Menentukan Jenis Impeller Dalam menentukan jenis impeller dapat ditinjau dari tabel di bawah ini. Yang mana penentuan jenis impeller dilakukan dengan mengacu pada kecepatan spesifik.



17



Gambar 2.2 Jenis Impeller dan Dimensi Rasio nsQ, nsP, nsf (Lazarkiewicz dkk., 1965)



2.10.2 Menentukan Dimensi Impeller Setelah diketahui jenis impeller yang akan digunakan, selanjutnya adalah melakukan perhitungan dimensi impeller. Berikut merupakan rangkaian perhitungan untuk mengetahui dimensi impeller yang akan digunakan.



18



Gambar 2.3 Dimensi Impeller



1.



Menghitung Diameter Poros (dsh) Dalam menentukan besar lubang pada impeller untuk diameter poros (dsh) dilakukan perhitungan dengan berdasarkan pada kekuatan momen puntir. Setelah itu, pada sub bab perhitungan poros, dsh tersebut akan ditinjau kembali. Perhitungan diameter poros dapat menggunakan persamaan berikut (Dietzel, Fritz, 1980:260). 3



𝑑𝑠ℎ = √



𝑇 , … … … … … … . … . … … … … … … . … . . … … … … . (𝟐. 𝟗) 0,2 . 𝜏𝑖𝑧𝑖𝑛



Keterangan: 𝑃𝑝



, 𝐍𝐦 … … … … … … … . … … … … … … … … . … . . … … . (𝟐. 𝟏𝟎)



T



=



ω



=



τizin



= (single stage = 20 N/mm2)



τizin



= (multi stage = 15 N/mm2)



𝜔



2. 𝜋. 𝑛 60



, 𝐫𝐩𝐬 … … … … … . … . … . … . . … … … … . … … … . (𝟐. 𝟏𝟏)



19



2.



Menentukan Diameter Hub Impeller (dhub) Diameter hub sisi depan (dhub) dan diameter hub sisi belakang (d’hub) dapat ditentukan berdasarkan perbandingan hasil perhitungan diameter poros (dsh) yakni sebagai berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:132). 𝑑ℎ𝑢𝑏 = (1,3 s. d. 1,4) . 𝐷𝑠ℎ … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟏𝟐) 𝑑′ℎ𝑢𝑏 = (1,35 s. d. 1,5) . 𝐷𝑠ℎ … … … … … … … . … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟏𝟑)



3.



Menghitung Kapasitas Teoritis Untuk mengetahui besarnya kapasitas teoritis pompa, maka dapat dihitung berdasarkan efisiensi volumetrisnya. Efisiensi volumetris merupakan perbandingan antara kapasitas sesungguhnya dengan kapasitas teoritis sehingga, kapasitas teoritis dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:133). 𝑄′ =



𝑄 , 𝐦𝟑 /𝐬 … … … … … … … . . … … … … … … … … . … … … . … . (𝟐. 𝟏𝟒) 𝜂𝑣



Dimana kisaran harga efisiensi volumetris dapat diketahui berdasarkan kecepatan spesifik dinamik (nsp) seperti pada tabel di bawah ini. Tabel 2.2 Harga Efisiensi Volumetris (M. Khetagurof, 1968)



4.



ns1



60 - 100



100 – 150



150 – 220



ηv



0,94 - 0,97



0,97 – 0,99



0,98 – 0,995



Menghitung Kecepatan Cairan Radial Area Sudu (Cm) Perhitungan kecepatan cairan radial masuk dan keluar area sudu dapat dihitung dengan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:133). 𝑐𝑚1 = 𝑘𝑐𝑚1 . √2 . 𝑔 . 𝐻, 𝐦/𝐬 … … … … … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟏𝟓)



20



𝑐𝑚2 = 𝑘𝑐𝑚2 . √2 . 𝑔 . 𝐻, 𝐦/𝐬 … … … … … … … … … . … . … … . … . (𝟐. 𝟏𝟔) Dimana faktor cairan radial area sudu (kcm) dapat ditentukan dengan menggunakan grafik pada gambar berikut.



Gambar 2.4 Grafik Kecepatan Radial Area Sudu (Lazarkiewicz dkk., 1965)



5.



Menghitung Kecepatan Cairan Masuk Impeller (C0) Perhitungan kecepatan cairan masuk impeller (C0) untuk pompa sentrifugal single stage (end-suction) dapat dihitung dengan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:133). 𝑐0 = (0,9. s. d. 1,0). 𝑐𝑚1 … … … . … … … … … … … . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟏𝟕)



6.



Menghitung Diameter Masuk Impeller (d0) Dalam penentuan besar diameter masuk impeller (d0) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:133).



21



𝑑0 = √



4 . 𝐴′0 , 𝐦 … … … … … … … … … … … … … … … . … . … … . … . (𝟐. 𝟏𝟖) 𝜋



Keterangan: A’0 = 𝐴0 + 𝐴ℎ𝑢𝑏 … … … … … . . … . … . … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟏𝟗)



7.



A0



=



Ahub



=



𝑄′



… … … … … … … … … . . … . … . … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟐𝟎)



𝐶0 𝜋 . 𝐷ℎ𝑢𝑏2 4



… … … … … … … … … . . … . … . … . . … . … … … . (𝟐. 𝟐𝟏)



Menghitung Diameter Impeller Bagian Dalam (d1) Dalam perancangan pompa sentrifugal, besar diameter impeller bagian dalam (d1) dapat dibuat sama dengan diameter masuk impeller (d0) supaya terjadi aliran fluida yang mulus dan turbulensi yang berlebihan dapat terhindarkan (Church, Austin H, 1993). Oleh karena itu, kecepatan tangensial pada diameter impeller bagian dalam (u1) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:134).



𝑢1 =



8.



𝜋 . 𝑑1 . 𝑛 , 𝐦/𝐬. . … … … … … … … … … … … . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟐𝟐) 60



Menghitung Diameter Impeller bagian Luar (d2) Untuk menghitung diameter impeller bagian luar (d2) dapat dihitung dengan melakukan pendekatan menggunakan persamaan head teoritis impeller (Lazarkiewicz dkk., 1965:138). 𝐻𝑡ℎ∞ =



1 . (𝑢2 . 𝑐𝑢2 − 𝑢1 . 𝑐𝑢1 ). . … … … … … … … . … … . … . … . (𝟐. 𝟐𝟑) 𝑔



Jika sudut pada sisi masuk impeller (a1) = 90o, maka 𝑢1 . 𝑐𝑢1 = 0, sehingga rumus Hth∞ menjadi:



22



𝐻𝑡ℎ∞ =



1 . (𝑢2 . 𝑐𝑢2 ). . … … … … … … . … . … … … … . … … . … … . . (𝟐. 𝟐𝟒) 𝑔



𝐻𝑡ℎ∞ =



𝑢2 . (𝑢2 − 𝑤𝑢2 ). . … … … … … … . … . … . . … . … … … … … . . (𝟐. 𝟐𝟓) 𝑔



𝐻𝑡ℎ∞ =



𝑢2 𝑐𝑚2 ) . . … … … … … … . … . … … … . … … … . . (𝟐. 𝟐𝟔) . (𝑢2 − 𝑔 tan 𝛽2



𝐻𝑡ℎ∞



(𝑢2 )2 𝑢2 . 𝑐𝑚2 ) . . … … … … … … . … … . … … . . … … . . (𝟐. 𝟐𝟕) = −( 𝑔 𝑔 . tan 𝛽2



2 𝑐𝑚2 𝑐𝑚2 √( ) + 𝑔 . 𝐻𝑡ℎ∞ . . … … . … … … … … . . (𝟐. 𝟐𝟖) 𝑢2 = + 2 . tan 𝛽2 2 . tan 𝛽2



𝑢2 =



2 𝑐𝑚2 𝑐𝑚2 ) + 𝑔 . 𝐻𝑡ℎ (1 + 𝐶𝑝 ) . . … . . … … . . (𝟐. 𝟐𝟗) + √( 2 . tan 𝛽2 2 . tan 𝛽2



Dimana,



𝐻



𝐻𝑡ℎ = 𝜂ℎ . Maka persamaan untuk menghitung kecepatan



tangensial impeller bagian luar (u2) yaitu:



𝑢2 =



2 𝑐𝑚2 𝑐𝑚2 𝐻 ) +𝑔. + √( (1 + 𝐶𝑝 ) . . … . . (𝟐. 𝟑𝟎) 2 . tan 𝛽2 2 . tan 𝛽2 𝜂ℎ



Keterangan: Cm2



= Kecepatan Cairan Radial Keluar Area Sudu, m/s



g



= Percepatan Gravitasi, 9,81 m/s2



H



= Head Total Pompa, m



ηh



= Efisiensi Hidrolis, %



(1+Cp)



= Faktor Pengaruh Jumlah Sudu Terhadap Head Teoritis



(1+Cp)



= 1,25 s.d. 1,35



Kecepatan tangensial bagian luar impeller (u2) maksimum dibatasi berkisar 220 s.d. 250 m/s (M. Khetagurof, 1968), hal ini mengingat:



23



1.



Kemampuan Material, Keausan impeller (gesekan dengan cairan semakin besar);



2.



Dimensi impeller (diameter luar d2) semakin besar pada putaran tertentu;



3.



Bobot impeller semakin berat.



Setelah diketahui nilai kecepatan tangensial impeller bagian luar (u2), maka diameter impeller bagian luar dapat dihitung menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:138): 𝑑2 =



9.



60 . 𝑢2 , 𝐦. . … … … … … … … … … . … . … … … … . … … … … … . (𝟐. 𝟑𝟏) 𝜋. 𝑛



Menentukan Sudut Sudu Impeller Pendekatan secara empiris dalam menentukan sudut  dan  pada umumnya dinyatakan sebagai berikut: 1.



Besar sudut  ditentukan 90o, jika aliran fluida memasuki impeller masuk secara radial. Dalam hal ini, nilai kecepatan absolut (c1) sama dengan nilai kecepatan radial masuk impeller (cm1) (Lazarkiewicz dkk., 1965).



2.



Besar sudut  ditentukan dalam kisaran 10o s.d. 25o (untuk pompa tanpa guide vane) dan kisaran 5o s.d. 12o(untuk pompa dengan guide vane) (Lazarkiewicz dkk., 1965).



3.



Besar sudut  ditentukan dalam kisaran 15o s.d. 30o (Lazarkiewicz dkk., 1965).



24



4.



Besar sudut  ditentukan dalam kisaran 15o s.d. 35o (Lazarkiewicz dkk., 1965).



Gambar 2.5 Segitiga Kecepatan pada Impeller



10.



Menghitung Jumlah Sudu (z) Untuk menentukan jumlah sudu (z) dapat ditentukan dengan menggunakan grafik di bawah ini. Dan juga dapat dihitung menggunakan persamaan berikut (Dietzel, Fritz, 1980:255). 𝑧 = 6,5



𝑑2 + 𝑑1 𝛽1 + 𝛽2 ) . . … … … . . … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟑𝟐) . sin ( 𝑑2 − 𝑑1 2



25



Gambar 2.6 Grafik Penentuan Jumlah Sudu Impeller (Dietzel, Fritz, 1980)



11.



Menghitung Jarak Antar Sudu (t) Untuk menghitung jarak antar sudu pada impeller sisi masuk dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:84).



𝑡1 =



𝜋 . 𝑑1 , 𝐦𝐦. . … … … … … … … … . … . … … … … . … … … … … . (𝟐. 𝟑𝟑) 𝑧



Gambar 2.7 Jarak Antar Sudu, Tebal Sudu, Perpotongan Tebal Sudu Sisi Masuk Impeller (Lazarkiewicz dkk., 1965)



26



Sedangkan untuk menentukan jarak antara sudu pada impeller sisi keluar dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:84).



𝑡2 =



𝜋 . 𝑑2 , 𝐦𝐦. . … … … … … … … … … … . … … … … . … … … … … . (𝟐. 𝟑𝟒) 𝑧



Gambar 2.8 Jarak Antar Sudu, Tebal Sudu, Perpotongan Tebal Sudu Sisi Keluar Impeller (Lazarkiewicz dkk., 1965)



12.



Menghitung Perpotongan Tebal Sudu Impeller (su) Ketebalan sudu impeller (s) berpengaruh terhadap luas penampang aliran sebab mengurangi luas penampang aliran. Perpotongan tebal sudu impeller (sul) inilah yang mempengaruhi besarnya penyempitan tersebut. Oleh karena itu, untuk menentukan perpotongan tebal sudu impeller sisi masuk dan keluar dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:84).



𝑠𝑢1 =



𝑠1 … … . . . . … … … … … … … … … . … . … … … . … … … … … . (𝟐. 𝟑𝟓) 𝑠𝑖𝑛𝛽1



𝑠𝑢2 =



𝑠2 … … . . . . … … … … … … … … … . … . … … … … . … … … … . (𝟐. 𝟑𝟔) 𝑠𝑖𝑛𝛽2



Keterangan: s = Tebal Sudu impeller



27



s = 2 s.d. 10 mm (bila terbuat dari material besi tuang) s = 3 s.d. 6 mm (bila terbuat dari material perunggu, baja tuang)



13.



Menghitung Faktor Penyempitan Luas Penampang Aliran (φ) Penyempitan luas penampang aliran akan mempengaruhi perubahan kecepatan aliran fluida, dimana perubahan kecepatan aliran ini dinyatakan sebagai faktor penyempitan atau crowding factor (φ). Oleh karena itu, dalam menghitung faktor penyempitan sisi masuk dan sisi keluar dapat dilakukan dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:84).



14.



𝜑1 =



𝑡1 … … . . . . … … … … … … … … … . … . … … … . … … … … . (𝟐. 𝟑𝟕) 𝑡1 − 𝑠𝑢1



𝜑2 =



𝑡2 … … . . . . … … … … … … … … … . … . … … … . … … … … . (𝟐. 𝟑𝟖) 𝑡2 − 𝑠𝑢2



Menghitung Lebar Laluan Impeller (b) Perhitungan besar lebar laluan impeller pada celah sisi masuk maupun sisi keluar sudu dapat dihitung berdasarkan persamaan kontinyuitas, sehingga dapat diperoleh persamaan-persamaan berikut.



1.



Menentukan Celah Sisi Masuk Sudu (b1) (Lazarkiewicz dkk., 1965:135).



𝑄′ 𝑏1 = 𝜑1 , 𝐦. . … … … … … … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟑𝟗) 𝜋 . 𝑑1 . 𝑐𝑚1 2.



Menentukan Celah Sisi Keluar Sudu (b2) (Lazarkiewicz dkk., 1965:139).



28



𝑏2 = 𝜑2



15.



𝑄′ , 𝐦. . … … … … … … … … … . … … … … . (𝟐. 𝟒𝟎) 𝜋 . 𝑑2 . 𝑐𝑚2



Meninjau Head yang Dibangkitkan Impeller Head pompa merupakan energi per satuan berat yang harus disediakan untuk mengalirkan sejumlah zat cair yang direncanakan sesuai kondisi instalasi pompa atau tekanan untuk mengalirkan sejumlah zat cair, yang umumnya dinyatakan dalam satuan panjang. Head pompa yang harus disediakan untuk mengalirkan sejumlah fluida cair dapat ditentukan dari kondisi instalasi sistem perpipaan yang dilayani oleh pompa. Sedangkan untuk head yang dibangkitkan impeller secara teoritis dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan Euler berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:94).



𝐻𝑡ℎ∞ =



1 . (𝑢2 . 𝑐𝑢2 − 𝑢1 . 𝑐𝑢1 ), 𝐦. . … … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟒𝟏) 𝑔



Besarnya head yang dibangkitkan impeller secara teoritis dari persamaan Euler tersebut masih belum mempertimbangkan pengaruh-pengaruh dari jumlah sudu (sudu tidak terbatas) dan kerugian head pada impeller. Kerugian head pada impeller dikarenakan head dalam laluan pompa diperoleh dari pertimbangan efisiensi hidrolik (ηh) Dengan demikian, pengaruh jumlah sudu terhadap head dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:94). 𝐻𝑡ℎ =



𝐻𝑡ℎ∞ , 𝐦. . … … … … … … … … … … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟒𝟐) (1 + 𝐶𝑝 )



29



Dimana, nilai (1 + Cp) berkisar antara 1,25 s.d. 1,35, atau nilai (1 + Cp) juga dapat dihitung menggunakan persamaan berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965:94).



𝐶𝑝 = 𝛹.



𝑟22 . . … … … … … … … … … … … … … . … … … … … . . … . (𝟐. 𝟒𝟑) 𝑧 . 𝑀𝑠𝑡



Keterangan: 1



Mst



= 2 . (𝑟22 − 𝑟12 ), 𝐦 . . … … … … … … … … . … … … … … . . … . (𝟐. 𝟒𝟒)



Ψ



= (0,55 s. d. 0,68) + 0,6 . 𝑠𝑖𝑛𝛽 … … … … … … … . . . . … . (𝟐. 𝟒𝟓)



Setelah diketahui nilai head teoritis (Hth), head aktual dapat dihitung dengan mempertimbangkan faktor kerugian hidrolik, seperti persamaan berikut (M. Khetagurof, 1968:242). 𝐻 = 𝐻𝑡ℎ . 𝜂ℎ , 𝐦. . … … … … … … … … … … … … . . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟒𝟔) Head aktual yang dihitung pada persamaan di atas merupakan head yang mampu dibangkitkan oleh impeller yang dirancang dan ditentukan dimensinya. Hasil perhitungan head aktual ini juga menunjukan apakah impeller yang dirancang dan ditentukan dimensinya mampu memenuhi head yang dibutuhkan dalam perancangan. Untuk mencari harga efisiensi hidrolis (ηth), dapat mengacu pada tabel berikut, dimana harga efisiensi hidrolis (ηth) didapat berdasarkan harga nsf.



Tabel 2.3 Harga Efisiensi Hidrolis Berdasarkan nsf (Lazarkiewicz dkk., 1965)



nsf



36



57



114



174



231



288



348



400



ηh



75



86



92



93



94



95



95,5



96



30



2.10.3



Melukis Sudu Impeller Salah satu cara umtuk melukis lengkungan sudu impeller yaitu dengan



menggunakan metoda satu busur (single arc method). Metode ini digunakan karena hanya membutuhkan sedikit data, caranya lebih sederhana dan hasilnya cukup teliti. Langkah-langkahnya adalah sebagai berikut (Lazarkiewicz dkk., 1965). 1.



Tentukan titik pusat lingkaran dengan menandai dengan titik O;



2.



Gambar lingkaran dengan titik pusat O, sehingga membentuk lingkaran dalam (d1) dan lingkaran luar (d2);



3.



Tentukan titik A sembarang di lingkaran luar impeller (d2);



4.



Buat sudut AOB dengan sudut sebesar 𝛽1 + 𝛽2, dimana titik B terletak pada lingkaran dalam impeller (d1);



5.



Tarik garis AB hingga memotong lingkaran dalam (d1), kemudian tandai dengan titik C;



6.



Buat garis sumbu yang tegak lurus di tengah-tengah garis AC;



7.



Buat garis yang membentuk sudut 𝛽2 dengan garis AO, yang kemudian memotong garis sumbu. Perpotongan tersebut kemudian ditandai dengan titik D;



8.



Lukis profil lengkungan sudu impeller dengan menarik busur lingkaran dari titik C ke A yang berpusat di titik D (DA = DC = r = jari-jari lengkung sudu).



31



Gambar 2.9 Melukis Sudu Impeller Menggunakan Single Arc Method (Turton, R. K., 1994)



2.11 Perhitungan Gaya yang Terjadi Ketika sebuah pompa sentrifugal beroperasi, gaya yang diberikan impeller terbagi menjadi dua yaitu gaya radial yang tegak lurus dengan poros dan gaya aksial yang sejajar dengan poros pompa.



2.11.1 Menghitung Gaya Radial Untuk mengetahui besarnya gaya radial yang diberikan impeller dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Igor J. Karassik, 1985:2.168). 𝐹𝑟 = 𝑘 . 𝐾𝑟 . 𝑆𝐺 . 𝐻 . 𝑑2 . 𝑏2 … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟒𝟕) Keterangan: Fr



= Gaya Radial, lb



k



= 0,433



SG



= Specific Gravity



H



= Head Total Pompa, ft



32



d2



= Diameter Impeller Bagian Luar, in



b2



= Lebar Laluan Keluar Impeller, in



Kr



= Konstanta Gaya Radial



Untuk mengetahui nilai konstanta gaya radial (radial thrust coefficient) dapat dilihat pada gambar di bawah ini.



Gambar 2.10 Grafik Radial Thrust Coefficient (Igor J. Karassik, 1985)



2.11.2 Menghitung Gaya Aksial Ketika pompa sentrifugal tengah beroperasi, gaya aksial yang diberikan oleh impeller terjadi disebabkan adanya perbedaan luas tekanan antara sisi suction dan sisi discharge pompa sentrifugal. Untuk menghitung besarnya perbedaan yang terjadi pada impeller dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Church, Austin H, 1993:156). 𝑃𝑇 − 𝑃𝑜 =



3 u22 − 𝑢12 . . 𝛾 … … … … … … … … … … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟒𝟖) 4 2. 𝑔



Keterangan: u1



= Kecepatan Tangensial Impeller Bagian Dalam, m/s



u2



= Kecepatan Tangensial Impeller Bagian Luar, m/s



γ



= Berat Jenis Cairan, kg/m3



33



jika telah didapat besar perbedaan tekanan yang terjadi pada impeller dari perhitungan dengan menggunakan persamaan di atas, maka gaya aksial yang terjadi pada impeller dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Church, Austin H, 1993:156).



𝐹𝑎 = (𝑃𝑇 − 𝑃𝑜 ) .



𝜋 2 . (𝑑𝑜 − 𝑑ℎ𝑢𝑏 ) … … … … … … … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟒𝟗) 4



Keterangan: do



= Diameter Masuk Impeller, m



dhub



= Diameter Hub Impeller, m



Perlu diketahui bahwa fluida yang masuk impeller memiliki kecepatan masuk (co), sehingga gaya momentum masuk impeller (Fm) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Church, Austin H, 1993:156). 𝐹𝑚 =



𝑤 . 𝑐𝑜 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟓𝟎) 𝑔



Keterangan: w



= Laju Aliran Massa, kg/s



w



= 𝑄 . 𝛾 … . … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … . (𝟐. 𝟓𝟏)



co



= Kecepatan Aliran Masuk Impeller, m/s



Setelah diketahui gaya aksial (Fa) dan gaya momentum (Fm) maka resultan dari gaya tersebut dapat dihitung dengan persamaan berikut (Church, Austin H, 1993:156). 𝐹𝑎𝑟𝑒𝑠𝑢𝑙𝑡𝑎𝑛 = 𝐹𝑎 − 𝐹𝑚 … … … … … … … … … … … . . … … … … … … … … . (𝟐. 𝟓𝟐) 2.12 Perancangan Volute Chamber Volute chamber merupakan komponen pompa yang mana fungsinya adalah sebagai pengubah energi kecepatan fluida menjadi energi potensial.



34



Gambar 2.11 Volute Chamber (M. Khetagurof, 1968)



Dalam perancangan volute chamber diasumsikan: 1.



Kerugian head di dalam volute chamber diabaikan;



2.



Volute chamber dibagi dalam beberapa bagian seperti pada gambar di atas.



Dalam perancangan volute chamber, parameter utamanya adalah sudut penampang area dan jari-jari volute, dimana perhitungannya dijabarkan sebagai berikut (M. Khetagurof, 1968:248).



1.



Jari-Jari Lidah Volute (r3) 𝑟3 = (1,02 s. d. 1,05) . 𝑟2 , 𝐦𝐦. . … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟓𝟑) Keterangan: r2



= Jari-Jari Impeller Bagian Luar, mm



35



2.



Lebar Laluan Lidah Volute (b3) 𝑏3 = 𝑏2 + (0,025 . 𝑟2 ), 𝐦𝐦. . … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟓𝟒) Keterangan:



3.



b2



= Lebar Laluan Keluar Impeller, mm



r2



= Jari-Jari Impeller Bagian Luar, mm



Nilai Konstanta ku 𝑘𝑢 = 𝑐𝑢3 . 𝑟3 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟓𝟓) Untuk mencari nilai cu3, dapat dihitung dengan rumus berikut. 𝐻 𝑘𝑢2 . 𝑢2 . 𝑐2 . 𝑐𝑜𝑠𝛼2 𝑢3 . 𝑐3 . 𝑐𝑜𝑠𝛼3 = = … … … … … … . … . … . (𝟐. 𝟓𝟔) 𝜂ℎ 𝑔 𝑔 Jika diasumsikan u2 = u3, maka: 𝑘𝑐𝑢2 . 𝑐2 . cos 𝑎2 = 𝑐3 . cos 𝑎3 … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟓𝟕) 𝑘𝑐𝑢2 . 𝑐𝑢2 = 𝑐𝑢3 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟓𝟖)



4.



Jari-Jari Volute (rvol) 𝑟𝑣𝑜𝑙 = 2 .  + 𝑟3 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟓𝟗) Keterangan:







=



x



=



𝜑𝑜 𝑥



+ √2 .



720 𝑄𝑠



𝜑𝑜 𝑥



. 𝑟3 . . … … … … … … … … … … . … … … … … . . … . . (𝟐. 𝟔𝟎)



. 𝑘𝑢 . 𝜋 … … … … … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟏)



Dengan pengasumsian beberapa nilai sudut φo dan perhitungan radius untuk setiap sudut tersebut, maka volute chamber dapat dibuat secara sederhana, yang mana dapat ditabelkan sebagai berikut.



36



Tabel 2.4 Perhitungan Jari-Jari Volute (M. Khetagurof, 1968)



Cross Section No. I II III dst.



φo



𝜑𝑜 𝑥



2.



𝜑𝑜 𝜑𝑜 𝜑𝑜 2. . 𝑟3 √2 . .𝑟 𝑥 𝑥 𝑥 3







 + r3



2 + r3



2.13 Perancangan Poros Pompa Sentrifugal Poros (shaft) merupakan elemen mesin yang digunakan untuk mentransmisikan daya dari satu tempat ke tempat lainnya. Daya tersebut dihasilkan oleh gaya tangensial dan momen torsi yang mana hasil akhirnya adalah daya tersebut akan ditransmisikan kepada elemen lain yang berhubungan dengan poros tersebut. Poros juga merupakan suatu bagian stasioner yang beputar, biasanya berpenampang bulat dimana terpasang elemen-elemen seperti roda gigi (gear), pulley, flywheel, engkol, sprocket dan elemen pemindah lainnya. Poros bisa menerima beban lenturan, beban tarikan, beban tekan atau beban puntiran yang bekerja sendiri-sendiri atau berupa gabungan satu dengan lainnya.



2.13.1 Ditinjau Terhadap Beban Puntir dan Lentur Poros (shaft) pada pompa sentrifugal berfungsi untuk mentransmisikan daya dari motor listrik ke impeller pompa sentrifugal. Oleh karena itu poros akan menerima beban puntir akibat meneruskan daya dari motor listrik yang berupa gerak berputar. Selain beban puntir, poros juga menerima beban lentur akibat beban yang ditumpu yaitu beban dari berat impeller, berat coupling dan berat komponen lain yang terpasang pada poros. Sehingga untuk menentukan dimensi diameter poros berdasarkan besarnya



37



beban puntir dan lentur yang terjadi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (Sularso, Kiyokatsu Suga, 1978:18). (1/3)



𝑑𝑠ℎ ≥ (



5,1 . √(𝐾𝑚 . 𝑀)2 + (𝐾𝑡 . 𝑇)) 𝜏𝑎



. . . … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟐)



Keterangan: τa



= Tegangan Geser Poros yang Diijinkan, kg/mm2



τa



= 𝑆𝑓



σb



= Tegangan Tarik Material, kg/mm2



Sf1



= Faktor Keamanan Karena Kelelahan Puntir (5,6 s.d. 6,0)



Sf2



= Faktor Keamanan Karena Tegangan (1,3 s.d. 3,0)



T



= Momen Puntir, kg.mm



M



= Momen Lentur, kg.mm



Kt



= Faktor Koreksi Momen Puntir Berdasarkan Jenis Beban



Km



= Faktor Koreksi Momen Lentur Berdasarkan Jenis Beban



𝜎𝑏



1



. 𝑆𝑓2



. … … … … … … … … … . . … … … … … . . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟑)



Setelah didapatkan dimensi poros pompa sentrifugal, maka perlu dilakukan pengecekan kekuatan poros tehadap beban puntir, beban lentur dan konsentrasi tegangan yang terjadi. Setelah dilakukan pengecekan dimensi poros dan kekuatannya terhadap beban puntir, dan beban lentur. Kemudian dilakukan pengecekan dan perbandingan dengan perhitungan diameter lubang poros yang terdapat pada perhitungan perancangan impeller pompa sentrifugal.



38



2.14 Perancangan Pasak Pompa Sentrifugal Pada pompa sentrifugal, pasak (key) merupakan salah satu elemen mesin yang berfungsi untuk menghubungkan atau mengunci antara poros pompa dengan impeller supaya tidak dapat bergeser dalam arah tertentu. Dalam perancangan pasak pompa sentrifugal, jenis pasak terbenam yang berbentuk penampang segi empat dengan arah memanjang yang akan digunakan.



Gambar 2.12 Dimensi Pasak



2.14.1 Menentukan Lebar Pasak Untuk penentuan dimensi pasak dapat ditentukan berdasarkan tabel dimensi standar pasak yang dapat dilihat pada gambar di bawah, dimana langkah pertama yaitu dengan menghitung lebar pasak atau tinggi pasak dengan pendekatan secara empiris yang menggunakan persamaan berikut (Sularso, Kiyokatsu Suga, 1978:9).



1.



Lebar pasak (b) 𝑏=



𝑑𝑠ℎ , 𝐦𝐦. . … … … … … … … … … … … … . . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟒) 4



39



2.14.2 Menentukan Dimensi Pasak Setelah didapatkan seberapa lebar atau tinggi pasak, maka dimensi pasak dapat dipilih berdasarkan tabel pada gambar berikut.



Gambar 2.13 Tabel Dimensi Standar Pasak (Sularso, Kiyokatsu Suga, 1978)



2.14.3 Menghitung Panjang Pasak Kisaran panjang pasak pada gambar 2.13 dapat ditentukan dengan pendekatan tinjauan tegangan geser dan batas tekan permukan, sehingga dapat ditentukan dengan pasti berapa panjang pasak yang akan digunakan.



40



1.



Ditinjau Terhadap Gaya Geser



Gambar 2.14 Gaya Tangensial pada Permukaan Poros



Untuk menghitung besarnya gaya tangensial yang terjadi pada permukaan poros dapat dihitung menggunakan persamaan poros berikut (Sularso, Kiyokatsu Suga, 1978:25).



𝐹=



𝑇 , 𝐤𝐠 𝐟 . . … … … … … … … … … … … … . . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟓) 𝑑𝑠ℎ /2



Keterangan: T



= Momen Puntir, kg.mm



dsh



= Diameter Poros, mm



Sedangkan untuk menghitung besarnya nilai tegangan geser yang diizinkan (τka) dapat menggunakan persamaan berikut (Sularso, Kiyokatsu Suga,1978:25).



𝜏𝑘𝑎 =



𝜎𝑏 . . … … … … … … … … … … … … … … . . … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟔) 𝑆𝑓𝑘1 . 𝑆𝑓𝑘2



Keterangan: σb



= Tegangan Tarik Material, kg/mm2



Sfk1



= Faktor Keamanan Karena Kelelahan Puntir (5,6 s.d. 6,0)



Sfk2



= Faktor Keamanan Karena Tegangan (1,3 s.d. 3,0)



41



Setelah didapatkan tegangan geser yang diizinkan, maka panjang pasak minimum dapat ditentukan dengan persamaan berikut (Sularso, Kiyokatsu Suga, 1978:25).



𝜏𝑘𝑎 ≥ 𝑙≥



2.



𝐹 . . … … … … … … … … … … … … … … … . . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟕) 𝑏 .𝑙



𝐹 . . … … … … … … … … … … … … … … . . … . … … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟖) 𝑏 . 𝜏𝑘𝑎



Ditinjau Terhadap Tekanan Permukaan Tekanan permukaan juga dapat mempengaruhi penentuan panjang pasak. Dikarenakan pasak menerima beban puntir, maka tekanan permukaan pada pasak dibatasi supaya tidak merusak alur pasak pada poros. Dimana tekanan permukaan pasak yang diizinkan (Pa) dibatasi sebagai berikut: a.



Poros berdiameter kecil dibatasi 8 kg/mm2



b.



Poros berdiamater besar dibatasi 10 kg/mm2



Sehingga panjang poros dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut (Sularso, Kiyokatsu Suga, 1978:27). 𝑃𝑎 ≥ 𝑙≥



𝐹 . . … … … … … … . … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟔𝟗) 𝑙. 𝑡



𝐹 . . … … … … … … . … … … … … … … … … … … … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟎) 𝑃𝑎 . 𝑡



Setalah hasil perhitungan panjang pasak terhadap tinjauan terhadap tekanan permukaan yang diizinkan dan tinjauan terhadap tegangan geser yang diizinkan telah didapatkan, maka dapat menjadi pertimbangan untuk pemilihan dimensi panjang pasak yang masih berada pada range yang terdapat dalam tabel dimensi standar pasak pada gambar 2.13.



42



Setalah dipilih dimensi berapa panjang dan lebar pasak, selanjutnya perlu dilakukan crosscheck supaya lebar pasak (b) sebaiknya berada dalam kisaran 25% s.d. 35% dari diameter poros, dan panjang pasak (l) sebaiknya berada dalam kisaran 75% s.d. 150% dari diameter poros.



2.15 Penentuan Coupling Kopling adalah suatu mekanisme pemindahan tenaga yang dipergunakan untuk menghubungkan antara poros penggerak dan poros yang digerakkan, sehingga kedua poros tersebut berputar bersama-sama. Berikut ini langkah untuk menentukan kopling pompa sentrifugal mengacu pada katalog (John Crane, 2003).



1.



Menentukan Coupling Rating 𝑅=



2.



𝑃𝑚 . 1000 . 𝑆𝑓 𝐤𝐖 , 𝐫𝐩𝐦 … … … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟏) 𝑛 𝟏𝟎𝟎𝟎



Memilih Service Factor



43



Tabel 2.5 Service Factor (John Crane, 2003)



Torque Variation



Service Factor



Centrifugal Pump Constant Torque



Centrifugal Compressor Axial Compressor



1,0



Centrifugal Blower Screw Compressor Slight Torque Fluctuation



Gear, Lobe, Vane Pumps Forced Draft Fan



1,5



Medium Duty Mixer Lobe Blower



Substantial Torque Fluctuations



3.



Reciprocating Pumps Heavy Duty Mixers



2,0



Induced Draft Fans



Memilih Coupling dengan Rating yang Sama Berdasarkan Tabel pada Lampiran 18



2.16 Penentuan Bearing Bearing merupakan sebuah komponen mekanika yang berfungsi untuk membatasi gerak relatif antara dua atau lebih komponen mesin agar selalu bergerak pada arah yang diinginkan. Bearing menjaga poros (shaft) supaya selalu berputar terhadap sumbu porosnya. Bearing harus cukup kuat untuk memungkinkan poros serta elemen mesin lainnya bekerja dengan baik. Beban statis dan beban dinamis harus mampu ditahan oleh bearing yang digunakan. berdasarkan hasil perhitungan dapat dipilih bearing yang sesuai mengacu pada katalog SKF.



44



2.16.1 Menghitung Beban Dinamis Equivalent (P) Beban dinamis equivalent (P) merupakan beban kombinasi dari beban radial maupun beban aksial yang didukung oleh satu bearing selama beroperasi. Beban dinamis equivalent dapat dihitung berdasarkan jenis bearing yang digunakan dan berdasarkan pembebanan yang dialami oleh bearing. Nilai beban dinamis equivalent (P) pada bearing dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (SKF, 2018:92). 𝑃 = 𝑋 . 𝐹𝑟 + 𝑌 . 𝐹𝑎 … . … . . . … … … … … … … … … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟐) Keterangan: Fr



= Gaya Radial pada Bearing, kN



Fa



= Gaya Aksial pada Bearing, kN



X



= Radial Load Factor for the Bearing (berdasarkan jenis bearing)



Y



= Axial Load Factor for the Bearing (berdasarkan jenis bearing)



2.16.2 Menghitung Basic Rating Life Bearing (L10h) Rating life bearing adalah kemampuan bearing berdasarkan lamanya waktu operasi atau banyaknya jumlah putaran sebelum bearing menunjukan tanda-tanda kecacatan atau kerusakan untuk pertama kalinya yang umumnya terjadi pada rolling element atau raceway. Untuk menghitung nilai basic rating life bearing (L10h) dapat menggunakan persamaan berikut (SKF, 2018:89). 𝐿10



𝐶 𝑝 = ( ) , 𝒎𝒊𝒍𝒍𝒊𝒐𝒏 𝒐𝒇 𝒓𝒆𝒗𝒐𝒍𝒖𝒕𝒊𝒐𝒏. . … … … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟑) 𝑃



𝐶 𝑝 106 𝐿10ℎ = ( ) . , 𝒐𝒑𝒆𝒓𝒂𝒕𝒊𝒏𝒈 𝒉𝒐𝒖𝒓. . … … … … . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟒) 𝑃 60 . 𝑛



45



Keterangan: C



= Rating Beban Dinamis, kN



P



= Beban Dinamis Equivalent, kN



n



= Putaran, rpm



p



= 3 (untuk ball bearing) = 10/3 (untuk roller bearing)



2.16.3 Menghitung Beban Statis Equivalent (P0) Bearing yang menerima beban kombinasi maka beban kombinasi tersebut akan dikonversikan sebagai beban bearing statis equivalent. Untuk perhitungan beban statis equivalent (P0) dapat dihitung berdasarkan jenis bearing yang digunakan dan pembebanan yang dialami oleh bearing. Nilai beban statis equivalent (P0) pada bearing dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut (SKF, 2018:105). 𝑃0 = 𝑋0 . 𝐹𝑟 + 𝑌0 . 𝐹𝑎. . … … … … . . … … … … … . . … … . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟓) Keterangan: Fr



= Gaya Radial pada Bearing, kN



Fa



= Gaya Aksial pada Bearing, kN



X0



= Radial Load Factor for the Bearing (berdasarkan jenis bearing)



Y0



= Axial Load Factor for the Bearing (berdasarkan jenis bearing)



2.16.4 Menghitung Rating Beban Statis (C0) Untuk melakukan perhitungan terhadap kemampuan bearing dalam menumpu beban radial statis yang diizinkan digunakanlah rating beban statis. Dalam perhitungan



46



ukuran dasar beban statis dapat menggunakan persamaan static safety factor (S0) sebagai berikut (SKF, 2018:46). 𝑆0 =



𝐶0 . . … … … … … … … … … … … … … … … … … … … . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟔) 𝑃0



𝐶0 = 𝑆0 . 𝑃0 , 𝐤𝐍 . . … … … … … … … … … … … … . … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟕) Keterangan: P0



= Beban Statis Equivalent, kN



S0



= Static Safety factor



2.17 Penentuan Pelumas Bearing Pelumas berfungsi untuk mengurangi gesekan, sebagai pendingin dan membersihkan serpihan keausan pada permukanaan komponen yang bergesekan. Langkah pertama dalam menentukan pelumas yaitu dengan mengetahui apakah bearing akan menggunakan pelumasan oil atau grease. Berikut merupakan langkahlangkah pertimbangan dalam pemilihan pelumasan berdasarkan katalog SKF Rolling Bearing.



47



Gambar 2.15 Lubricant Method Selection (SKF, 2018)



Untuk pelumasan menggunakan grease, dapat memilih grease yang sesuai dengan



menggunakan



aplikasi



yang



tersedia



secara



online



di



situs



www.skf.com/group/support/engineering-tools/lubeselect-for-skf-greases. Sedangkan untuk pelumasan menggunakan oil, dapat dilakukan pemilihan dari katalog SKF. Berdasarkan katalog SKF Rolling Bearing, tahap pemilihan pelumasan oil untuk bearing yaitu dengan menentukan kekentalan berdasarkan diameter rata-rata dan putaran, kemudian dari kekentalan tersebut disesuaikan dengan temperatur operasi pelumasan sehingga didapat jenis pelumas yang sesuai.



48



Untuk menghitung diameter rata-rata bearing (dm) dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut (SKF, 2018:101). 𝑑𝑚 = 0,5 . (𝑑 + 𝐷) , 𝐦𝐦 … … … … … … … … … … … . … … … … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟖)



Gambar 2.16 Estimation of Rated Viscosity untuk Pelumas Bearing (SKF, 2018)



Setelah diketahui kekentalan pelumas melalui grafik pada gambar 2.16, maka dapat diperoleh jenis pelumas yang sesuai berdasarkan diagram pada gambar 2.17 berikut.



49



Gambar 2.17 Viscosity-Temperatur Diagram for ISO Viscosity Grades (SKF, 2018)



2.18 Tinjauan Ekonomi Tinjauan ekonomi adalah evaluasi yang dilakukan oleh suatu proyek terhadap rencana proyek investasi yang ditinjau dari segi ekonomi, dimana hasil evaluasi tersebut bertujuan untuk mengetahui tingkat kelayakan proyek dari aspek ekonomis, apakah proyek tersebut layak diteruskan atau ditolak. Suatu investasi bertujuan mendapatkan



keuntungan



atau



profit,



sehingga



keputusan



akhir



selalu



mempertimbangkan keekonomian.



50



Profitability tidak lepas dari permodalan, karena profitability merupakan kemampuan suatu dana untuk mampu menghasilkan keuntungan. Bila jumlah suatu dana terbatas, sedangkan terdapat beberarapa alternatif proyek investasi yang memerlukan dana yang sama besarnya dengan yang tersedia, maka dengan cara tertentu dapat diputuskan proyek investasi mana yang akan diprioritaskan untuk dikerjakan.



2.18.1 Tujuan Evaluasi Ekonomi Tujuan evaluasi ekonomi adalah untuk memperkirakan kelayakan daripada suatu rencana kegiatan atau proyek (pembangunan atau perancangan) yang berdasarkan pada perhitungan kemampuan suatu rencana atau proyek untuk menghasilkan keuntungan seperti kemungkinan keuntungan yang diperoleh, biaya produksi dan lainnya yang secara keseluruhan akan menjadi pertimbangan terhadap rencana atau proyek yang akan dilaksanakan. Dalam analisa ini yang perlu diperhatikan adalah hasil total atau produktifitas atau laba yang didapat dari semua sumber yang dipakai dalam proyek tersebut



2.18.2 Memperkirakan Harga Pompa Dipasaran Mahal dan murahnya harga pompa di pasaran sangat dipengaruhi oleh besar dan kecilnya kapasitas dan head pada pompa. Pada saat melakukan pemilihan pompa sentrifugal, untuk memperkirakan harganya harus dihitung kapasitas, head dan daya dimana pompa akan dipasang. Setelah diperoleh data-data tersebut kemudian mencari harga pompa sentrifugal di pasaran.



51



2.18.3 Memperkirakan Harga Pompa Metoda lain untuk mendapatkan estimasi harga pompa berdasarkan kapasitas, tekanan dan jenis material selain mencari dipasaran adalah dengan menggunakan buku Plant Design and Ecomics for Chemical Engineer karya Max S. Peters, Klaus D. Timmerhaus dan Ronald E. West pada Figure.



2.18.4 Memperkirakan Harga Electric Motor Metoda untuk mendapatkan estimasi harga electric motor pompa sentrifugal berdasarkan daya motor hasil perhitungan, dapat digunakan figure 12- 23 pada buku Plant Design and Economics for Chemical Engineers fifth edition.



2.18.5 Memperkirakan Harga Pompa Tahun 2021 Harga total pompa dan electric motor pada buku Plant Design and Economics for Chemical Engineers fifth edition merupakan perkiraan harga pada tahun 2002, sehingga untuk memperleh perkiraan harga pada tahun 2021, digunakanlah metode yang menggunakan nilai indeks dengan cara regresi linier dari Nelson- Farrar Cost Indexes yang diperoleh dari Oil and Gas Journal. Setelah didapatkan nilai indeks dengan cara regresi linier, maka dapat dihitung harga pompa pada tahun 2021 sebagai berikut: 𝐶𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 𝐴 = 𝐶𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 𝐵



𝑖𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 𝐴 . . … … … … … … . . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟕𝟗) 𝑖𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 𝐵



Keterangan: Cost at A



= Harga pada Tahun A (satuan mata uang)



Cost at B



= Harga Pada Tahun B (satuan mata uang)



Index at A



= Indeks pada Tahun A



52



Index at B



= Indeks pada Tahun B



2.18.6 Biaya Pengiriman Alat Biaya yang diperlukan untuk keperluan pra-rancang pada suatu proyek, besarnya purchase equipment delivery (sampai lokasi proyek) dapat diestimasikan dengan melakukan penambahan 10% dari purchase equipment cost.



2.18.7 Capital Investment Modal yang diperlukan untuk memulai suatu proyek sampai dapat menghasilkan produk yang diinginkan dapat dihintung berdasarkan harga peralatan utama (purchase equipment delivered). Harga ini tergantung dari jenis dan ukuran alat. Penentuan harga juga dapat diperoleh dari data tahun yang lalu. Unsur-unsur yang termasuk dalam Capital Investment dan besarnya persentasi harga terhadap purchase equipment delivered dapat dilihat pada tabel berikut. Tabel 2.6 Perhitungan Total Direct Cost (Peters dkk., 2003) No.



Direct Plant Cost (DPC)



% PEC



1.



Purchase Equipment Delivered Cost (PEC)



100 %



2.



Equipment Installation



25 - 55 %



3.



Instruments and Control Installation



8 – 50 %



4.



Piping Installation



10 – 80 %



5.



Electrical Installation



10 – 40 %



53



Tabel 2.7 Estimation of Total Indirect Plant Cost (Peters dkk., 2003)



No.



Indirect Plant Cost (IPC)



% 5 – 30 % PEC



1.



Engineering and Supervision



2.



Legal Expenses



3.



Contractor fee and construction



10 – 20 % FCI



4.



Contingency



5 – 15 % FCI



1 – 3 % FCI



Tabel 2.8 Estimation of Total Capital Investmen Cost (Peters dkk., 2003)



No.



Fixed Capital Investment



1.



Fixed Capital Investment (FCI)



2.



Working capital (WC) Total Capital Investment



% DPC + IPC 10 – 20 % FCI FCI + WC



2.18.8 Annual Manufacturing Cost Annual Manufacturing Cost merupakan biaya-biaya yang dikeluarkan dalam keperluan proses produksi, diantaranya: direct production cost, fixed charges dan plant over headcosts. Adapun beberapa unsur yang termasuk dalam Manufacturing Cost dapat dilihat pada tabel berikut. Tabel 2.9 Estimation of Total Direct Production Cost (Peters dkk., 2003)



No.



Direct Production Cost



%



1.



Raw Material



10 – 80 % TPC



2.



Operating Labor



10 – 20 % TPC



3.



Maintenance and Repair



10 – 20 % Operation Labor



4.



Operating Supplies



10 – 20 % Maintenance



54



Tabel 2.10 Estimation of Total Production Cost (Peters dkk., 2003)



No.



General Expense



%



1.



Administration



2 - 5 % TPC



2.



Research and Development



2 - 5 % TPC



3.



Distribution and Expenses (GE)



2 - 20 % TPC



Total General Expenses (GE)



15 - 25 % TPC



Total Production Cost



MC + GE



2.18.9 Keuntungan Keuntungan dapat didefinisikan sebagai total pemasukan dikurangi dengan total biaya produksi. Keuntungan akan memberi nilai tambah dari sebuah investasi sekaligus untuk pengembangan investasi itu sendiri. Keuntungan dibedakan menjadi keuntungan kotor (gross earning) dan keuntungan bersih yang telah dipotong oleh biaya pajak (profit after tax).



2.18.10



Parameter yang Digunakan Parameter yang digunakan untuk melakukan evaluasi ekonomi suatu proyek



dapat dilakukan dengan beberapa metode, yaitu: Pay Out Time (POT), Net Present Value (NPV), Profitable Index (PI) dan Interest Rate of Return (IRR).



1.



Pay Out Time (POT) POT digunakan sebagai parameter untuk mengukur kemampuan kembalinya dana investasi suatu proyek (tahun), dalam industri perminyakan POT berkisar antara 5 s.d. 10 tahun. Semakin kecil POT, maka semakin menguntungkan untuk dilaksanakan. Berikut merupakan perhitungan POT (Peters dkk., 2003:32).



55



𝑃𝑂𝑇 =



2.



𝐶𝑎𝑝𝑖𝑡𝑎𝑙 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑚𝑒𝑛 ($) . . … … … … . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟖𝟎) $ ) 𝑃𝑟𝑜𝑓𝑖𝑡 ( 𝑡𝑎ℎ𝑢𝑛



Net Present Value (NPV) NPV adalah nilai penerimaan bersih yang diproyeksikan ke tahun sekarang. Untuk mengetahui nilai NPV, dapat diketahui dengan menggunakan bantuan tabel cash flow. Dalam menyusun tabel cash flow, penerimaan tahunan di tahun sekarang diproyeksikan selama umur daya guna. Metode proyeksi dilakukan dengan cara forecast menggunakan metode regresi linier. Proyeksi nilai sekarang (present value) memperkirakan nilai sekarang dari nilai yang akan datang dengan tingkat suku bunga tertentu serta periode tertentu. Present value memperkirakan nilai sekarang dari nilai yang akan datang degan tingkat suku bunga tertentu serta periode tertentu, present value dapat dihitung dengan persamaan berikut (Peters dkk., 2003:291). 𝑃 = 𝐹(1 + 𝑖)−𝑛 . . … … … … … … … … … … … . . … . … … … … . … . (𝟐. 𝟖𝟏) Keterangan: P



= Nilai Present Value (satuan mata uang)



F



= Nilai Future Value (satuan mata uang)



i



= Interest, %



n



= Jumlah Tahun



Berdasarkan tabel cash flow dapat dilakukan perhitungan NPV sebagai berikut. (Peters dkk., 2003:327) 𝑁𝑃𝑉 = 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝐾𝑒𝑢𝑛𝑡𝑢𝑛𝑔𝑎𝑛 ($) − 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑎𝑠𝑖 ($) . . . … … . … . (𝟐. 𝟖𝟐)



56



3.



Internal Rate of Return (IRR) IRR adalah besarnya keuntungan pada suatu investasi dengan membandingkannya dengan bunga bank. Jika IRR lebih besar dari suku bunga komersial yang diharapkan atau lebih besar dari suku bunga bank, maka proyek dianggap menguntungkan dan layak untuk dilaksanakan. Perhitungan IRR dilakukan dengan percobaan trial and error berdasarkan tabel cash flow



4.



Menghitung Profitable Index (PI) PI merupakan profitable index yang menunjukan kemampuan mendatangkan laba per satuan nilai investasi. PI dapat digunakan sebagai pertimbangan secara langsung menarik atau tidaknya suatu usulan proyek. Jika PI > 1 maka proyek akan diterima, tetapi jika ternyata PI < 1 maka proyek lebih baik ditolak. Perhitungan nilai PI dapat dihitung menggunakan persamaan berikut (Peters dkk., 2003:330) 𝑃𝐼 =



𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑃𝑒𝑛𝑒𝑟𝑖𝑚𝑎𝑎𝑛 ($) . . … … … … … . . … . … … … . … . (𝟐. 𝟖𝟑) 𝐼𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑎𝑠𝑖 ($)



57



III. 3.1



PEMBAHASAN



Pompa Sentrifugal ETA-N 150 x 125-400 Pompa sentrifugal ETA-N 150 x 125-400 merupakan pompa sentrifugal milik



PT. Maligi Permata Industrial Estate yang beroperasi sebagai pompa intake di kawasan industri Karawang International Industrial City (KIIC). Yang mana fungsinya adalah untuk mengalirkan air sungai dari kali malang ke area WTP (Water treatment plant) di Karawang International Industrial City (KIIC)



Gambar 3.1 Pompa Sentrifugal ETA-N 150 x 125-400



PT. Torishima Guna Engineering, menerima order overhaul untuk pompa sentrifugal ETA-N 150 x 125-400. Dikarenakan pompa tersebut diisukan mengalami penurunan head dan kapasitas. Setelah dilakukan investigasi dengan pembongkaran pompa di workshop PT. Torishima Guna Engineering, ditemukan uniform surface corrosion dan erosion corrosion pada impeller dan volute chamber, deep scratch dan



juga uniform surface corrosion pada poros, dan kegagalan pada bearing yang dikarenakan unbalance pada motor penggerak pompa.



Gambar 3.2 Pompa Sentrifugal dan Motor Listrik



3.2



Data Desain Pompa Sentrifugal Data desain merupakan parameter yang dibutuhkan untuk dapat merencanakan



desain pompa sentrifugal.



Berikut merupakan data-data parameter yang akan



digunakan dalam perancangan pompa sentrifugal. Tabel 3.1 Data Spesifikasi Pompa Sentrifugal No 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11.



Item Manufacturer Item No. Type & Size Total Head Rate Flow Speed Efficiency Driver Capacity Liquid Temperature Density



67



Specification Torishima TS9610621 ETA-N 150 x 125-400 37 m 229,8 m3/jam 1450 rpm 73 % 37 kW Fresh Water Ambient 1000 kg/m3



Tabel 3.2 Data Spesifikasi Penggerak No 1 2 3 4 5 6



Item Output Poles Frequency Volts Speed Efficeincy



Specification 37 kW 4 Poles 50 Hz 380 V 1450 RPM 90 %



Secara umum pompa-pompa yang hendak dioverhoul setelah dilakukan performance test di PT. Torishima Guna Engineering, biasanya akan mengalami penurunan head sekitar 10% – 15%. Sehingga dalam perancangan pompa sentrifugal perlu dipertimbangkan betul besaran head yang akan digunakan. Maka akan dirancang pompa dengan head yang sesuai dengan data desain yaitu sebesar 37 m.



3.3



Penentuan Jenis Pompa Dalam penentuan jenis pompa yang akan dirancang, dapat dilakukan pemilihan



menggunakan grafik di bawah ini berdasarkan kapasitas dan head yang akan dilayani pompa. Dimana, kapasitas dan head pompa yaitu: Q



= 229,8 m3/jam



= 1.011,78 gpm



H



= 37 m



= 121,397 ft



68



Gambar 3.3 Pump Type Selection Chart 12:362)



Berdasarkan hasil grafik pada gambar diatas, hasilnya menunjukkan bahwa pompa dengan Q = 1.011,78 gpm dan H = 121,397 ft masuk dalam area tipe pompa sentrifugal.



69



Gambar 3.4 Centrifugal Pump Selection Guide 5:12-10)



Berdasarkan hasil dari grafik centrifugal pump selection guide tersebut, dipilihlah pompa sentrifugal jenis single stage (single suction).



3.4



Pemilihan Material Pompa Setelah dilakukan pemilihan jenis pompa, selanjutnya dilakukan pemilihan



material yang akan digunakan. Tentunya dengan mempertimbangkan kondisi operasi di lapangan.



70



3.4.1



Data Pemilihan Material Pompa Berikut merupakan data properties dari fluida service. Tabel 3.3 Data Properties dari Fluida Service



3.4.2



No. Deskripsi



Nilai



1.



Jenis Cairan



Fresh Water



2.



Temperatur Operasi



Ambient



3.



Density ()



1000 kg/m3



4.



Specific Weight (γ)



10 kN/m3



5.



Viscosity (μ)



1,0 mPa.s



Pemilihan Material Pompa Berdasarkan API 610 Setelah diperoleh data properties dari fluida selanjutnya adalah menentukan



material class dengan menggunakan Tabel berikut. Tabel 3.4 Materials Class Selection Guidance 1:124)



71



Dari tabel tersebut, diketahui bahwa untuk jenis fluida fresh water maka material class nya adalah 1-1 atau 1-2. Kemudian setelah diketahui material class nya. Selanjutnya adalah menentukan jenis material berdasarkan material class dengan menggunakan tabel berikut. Tabel 3.5 Material Classes for Pump Parts 1:127) Material classes and abbreviations Material classes and abbreviations



Setelah dilakukan pemilihan material pada setiap part pompa sentrifugal berikut merupakan jenis material yang akan digunakan.



72



Tabel 3.6 Material Properties of Pump Parts No.



Part



1.



Impeller



2.



Volute



3.



Poros



4.



Pasak



3.5



Material



tegangan tarik (σb)



Modulus geser



Modulus elastisitas



Density ()



UNS C95200



520 Mpa



42 GPa



110 GPa



7640 kg/m3



310 Mpa



69 GPa



180 GPa



7.500 kg/m3



1600 Mpa



76 GPa



190 GPa



7800 kg/m3



650 Mpa



76 GPa



190 GPa



7800 kg/m3



ASTM A48 Class No. 40 ASTM A276-98B 420 (Tempered) ASTM A276-98B 420



Perhitungan Kecepatan Spesifik Kecepatan spesifik merupakan nilai yang menunjukan hubungan antara



kapasitas, head dan kecepatan putaran pada kondisi efisiensi maksimal. Kecepatan spesifik ini merupakan perhitungan paling awal dalam melakukan perancangan pompa sentrifugal, karena berhubungan dengan perhitungan-perhitungan selanjutnya, seperti penentuan jenis impeller, penentuan nilai efisiensi pompa dan sebagainya. Berikut merupakan perhitungan dari kecepatan spesifik.



3.5.1



Kecepatan Spesifik Kinematik (nsQ) Kecepatan spesifik kinematik dapat dihitung dengan menggunakan persamaan



berikut. 𝑛𝑠𝑄 =



𝑛√𝑄 𝐻 3/4



Diketahui:



n



= 1450 rpm



Q = 229,8 m3/jam



= 0,0638 m3/s



H = 37 m



73



Sehingga, harga kecepatan spesifik kinematik (nsQ): 𝑛𝑠𝑄 =



3.5.2



1450 rpm . √0,0638 m3 /s = 24,41 (37 m)3/4



Kecepatan Spesifik Dinamik (nsP) Kecepatan spesifik dinamik dapat dihitung dengan menggunakan persamaan



berikut. 𝛾 𝑛√𝑄 . 75 𝐻 3 /4



𝑛𝑠𝑃 = √



Diketahui:



n



= 1450 rpm







= 1000 kg/m3



Q = 229,8 m3/jam = 0,0638 m3/s H = 37 m Sehingga, harga kecepatan spesifik dinamik (nsP):



𝑛𝑠𝑃 = √



3.5.3



1000 kg/m3 1450 rpm . √0,0638 m3 /s . = 89,14 75 (37 m)3/4



Dimensional Shape Number (nsf) Dimensionless shape number dapat dihitung dengan menggunakan persamaan



berikut. 𝑛𝑠𝑓 = 3 .



𝑛√𝑄 𝐻 3/4



Diketahui:



n



= 1450 rpm



Q = 229,8 m3/jam



= 0,0638 m3/s



H = 37 m



74



Sehingga, harga dimensionless shape number (nsf): 𝑛𝑠𝑓 = 3 .



3.6



1450 rpm . √0,0638 m3 /s = 73,24 (37 m)3/4



Penentuan Efisiensi Overall Pompa Sentrifugal (𝜂op) Setelah diketahui besarnya nilai kecepatan spesifik, selanjutnya dapat diketahui



besarnya efisiensi overall pompa. Efisiensi overall pompa sentrifugal merupakan total seluruh efisiensi yang terdiri dari efisiensi volumetrik, efisiensi hidrolik, dan efisiensi mekanik. Efisiensi Overall pompa sentrifugal tergantung pada harga kecepatan spesifik kinematik (nsQ), Dimensionless shape number (nsf) dan kapasitas dalam liter/detik seperti yang ditunjukkan pada grafik berikut.



Gambar 3.5 Grafik Efisiensi Overall Pompa 9:129)



Berdasarkan kecepatan spesifik kinematik (nsQ) = 24,41 dan kapasitas pompa (Q) = 229,8 m3/jam = 63,83 l/s, maka diperoleh effisiensi overall pompa sentrifugal (𝜂op) sebasar 80%.



75



3.7



Perhitungan Daya Daya merupakan laju energi yang dihantarkan selama melakukan usaha dalam



periode waktu tertentu. Pada instalasi sistem perpompaan terdapat 3 jenis daya yaitu daya cairan, daya pompa, dan daya penggerak.



3.7.1



Daya Cairan (Pw) Daya cairan adalah daya yang diterima cairan atau daya yang diberikan



impeller pada cairan, daya cairan dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑃𝑤 =



𝑄. 𝐻. 𝛾 , 𝐇𝐏 75



Diketahui:



Q = 229,8 m3/jam = 0,0638 m3/s H = 37 m







= 1000 kg/m3



Sehingga didapatkan daya cairan (Pw): 𝑃𝑤 =



3.7.2



(0,0638 m3 /s). (37 m) . 1000 kg/m3 = 31,47 HP = 23,47 kW 75



Daya Pompa (Pp) Daya pompa adalah daya poros pompa atau daya yang diberikan pada impeller,



daya pompa dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑃𝑝 =



𝑃𝑤 , 𝐇𝐏 𝜂𝑜𝑝



Diketahui:



Pw



= 31,47 HP



𝜂𝑜𝑝 = 80 %



76



Sehingga didapatkan daya pompa (Psh):



𝑃𝑝 =



3.7.3



31,47 HP = 39,34 HP = 29,34 kW 80 %



Daya Penggerak (Pm) Daya penggerak adalah daya poros penggerak yang diberikan pada poros



pompa. Daya penggerak dapat dihitung menggunakan persamaan berikut 𝑃𝑚 =



𝑃𝑝 (1 + 𝑎) , 𝐇𝐏 𝜂𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠



Diketahui:



Pp



= 39,34 HP







= 0,2 (motor induksi – Berdasarkan Tabel 2.5)



ɳtrans = 1,0 (direct coupling – Berdasarkan Tabel 2.4) Sehingga didapatkan daya penggerak (Pm), 𝑃𝑚 =



3.8



39,34 HP (1 + 0,2) = 47,21 HP = 35,21 kW 1,0



Perhitungan Net Positive Suction Head (NPSH) Net Positive Suction Head (NPSH) merupakan head netto pada suction flange



sisi masuk pompa sentirfugal, setelah head positif yang harus menyebabkan cairan masuk kedalam pompa dikurangi semua head negatif termasuk tekanan penguapan cairan yang menghalangi masuknya cairan tersebut. Pengaruh yang terbesar pada NPSH adalah tekanan penguapan akibat perubahan suhu cairan.



3.8.1



NPSH Required (NPSHr) NPSH required atau NPSH yang diperlukan merupakan head tekanan yang



besarnya sama dengan penurunan tekanan. Besarnya nilai NPSHr diperoleh



77



berdasarkan rancang bangun dan tes yang dikeluarkan pabrik pembuat. Dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝟒 𝟑



𝑁𝑃𝑆𝐻𝑟 = (



𝑛√𝑄 ) ,𝐦 𝑆



Diketahui:



n



= 1450 rpm



Q = 229,8 m3/jam S



= 3,83 m3/menit



= 1200



Sehingga didapatkan NPSHr,



𝑁𝑃𝑆𝐻𝑟 = (



3.9



1450 rpm . √3,83 1200



𝟒 3 m /menit 𝟑



) = 3,15 m



Perancangan Impeller Pompa Sentrifugal Dalam melakukan perancangan impeller pada sebuah pompa sentrifugal,



terdapat beberapa tahapan dalam perancangan. mulai dari menentukan jenis impeller, dimensi rasio, menghitung jumlah sudu impeller, diameter poros, diameter impeller dan perhitungan lainnya, hingga mendapat data yang lengkap untuk melukis impeller.



3.9.1



Menentukan Jenis Impeller Dalam menentukan jenis impeller, dapat mengacu pada tabel yang ada pada



gambar 2.6. Dimana untuk menentukan jenis impeller dilakukan berdasarkan nilai kecepatan spesifik yang telah dihitung. Selain mendapatkan jenis impeller, juga dapat diketahui besar dimensi rasio pada impeller pada tabel tersebut. Berdasarkan hasil perhitungan didapatkan nilai kecepatan spesifik dinamik (nsQ) = 24,41, nilai kecepatan spesifik kinematik (nsP) = 89,14 dan nilai Dimensionless



78



shape number (nsf) = 73,24 maka jenis impeller yang sesuai dapat ditentukan berdasarkan gambar berikut.



Gambar 3.7 Jenis Impeller berdasarkan Kecepatan Spesifik



Didapatkan range dimensi rasio (d2/d0) = 3,5 s.d 2,0 dan dipilih tipe sudu impeller dengan type backward-curved, dengan kelebihan sebagai berikut: 1.



Perubahan kecepatan dan distribusi cairan di celah-celah sudu lebih halus dan uniform;



2.



Kerugian gesekan hidrolik lebih kecil;



3.



Operasi lebih stabil dan tidak menimbulkan kebisingan;



4.



Head dan Kapasitas lebih mudah untuk diatur;



5.



Tenaga penggerak relatif sehingga lebih efisien.



79



dhub



dsh



d1



d0



d2



Gambar 3.6 Dimensi Impeller Pompa Sentrifugal Gambar 3.6 Dimensi Impeller Pompa Sentrifugal



3.9.2



Menghitung Diameter Poros (dsh) Perhitungan diameter poros (dsh) dilakukan dengan pertimbangan kekuatan



puntir (kemudian setelah desain impeller selesai, maka dsh akan ditinjau kembali). Secara umum untuk mengetahui diameter poros dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 3



𝑑𝑠ℎ = √



𝑇 0,2 . 𝜏𝑖𝑧𝑖𝑛



Diketahui:



τizin = (single stage =15 - 20 N/mm2) τizin = (multi stage = 10 - 15 N/mm2) τizin = 18 N/mm2 n



= 1450 rpm



P



= Pp = 29,34 kW = 29340 Nm/s



80



T T T



=



𝑃𝑝 𝜔



= (2 .



= (2 .



𝑃𝑝 𝜋 . 𝑛)/60



29,34 kW 𝜋 . 1450 rpm)/60



= 193,323 N.m



Sehingga didapatkan diameter shaft (dsh), 3



𝑑𝑠ℎ = √



3.9.3



193,323 N. mm = 37,73 mm ≈ 38 mm 0,2 . 18 N/mm2



Menentukan Diameter Hub (dhub) Dalam menentukan diameter hub pada impeller dapat dihitung dengan



menggunakan perbandingan hasil perhitungan diameter poros, dimana diameter poros (dsh) = 38 mm. Perhitungan diameter hub dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut.



1.



Diameter Hub Sisi Depan (dhub) 𝑑ℎ𝑢𝑏 = (1,3 s. d. 1,4) . 𝑑𝑠ℎ 𝑑ℎ𝑢𝑏 = 1,39 x 38 mm 𝑑ℎ𝑢𝑏 = 53 mm



2.



Diameter Hub Sisi Belakang (d’hub) 𝑑′ℎ𝑢𝑏 = (1,35 s. d. 1,5) . 𝑑𝑠ℎ 𝑑 ′ ℎ𝑢𝑏 = 1,5 x 38 mm 𝑑′ℎ𝑢𝑏 = 57 mm



81



3.9.4



Menghitung Kapasitas Teoritis Kapasitas teoritis merupakan perbandingan antara kapasitas sesungguhnya



dengan efisiensi volumetrisnya. Untuk mengetahui besarnya kapasitas teoritisnya diperlukan efisiensi volumetris. Berikut merupakan tabel herga efisiensi volumetris pompa sentrifugal. Tabel 3.6 Harga Efisiensi Volumetris 9:253) ns1



60 - 100



100 – 150



150 – 220



ηv



0,94 - 0,97



0,97 – 0,99



0,98 – 0,995



Berdasarkan Tabel di atas dengan nsP = 89,14 efisiensi volumetrisnya sebesar 96,19% (interpolasi). Untuk nilai yang lebih rinci, dapat ditentukan dengan menghubungkannya ke grafik yang terdapat dalam gambar 3.8. Pada grafik di gambar 3.8 di bawah, membutuhkan nilai kecepatan spesifik kinematik (nsQ) dalam satuan U.S Unit. Berikut merupakan perhitungan kecepatan spesifik kinematik dalam satuan U.S units dengan menggunakan persamaan berikut 𝑛𝑠𝑄 =



𝑛√𝑄 𝐻 3/4



Diketahui:



n



= 1450 rpm



Q = 229,8 m3/jam = 1.011,78 gpm H = 37 m



= 121,397 ft



Sehingga, harga kecepatan spesifik kinematik (nsQ) dalam U.S units: 𝑛𝑠𝑄 =



1450 rpm . √1.011,78 gpm = 1.261,12 (121,397 m)3/4



82



Gambar 3.8 Grafik Penentuan Efisiensi Volumetris11:58)



Berdasarkan grafik pada gambar 3.8 tersebut, dengan Q = 1.011,78 gpm dan nsQ = 1.261,12 didapatkan 1-ηv = 0,04. Sehingga, harga efisiensi volumetrisnya adalah: 𝜂𝑣 = 1 − 0,04 = 0,96 = 96% Kemudian untuk kapasitas teoritis dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut.



𝑄′ =



𝑄 , 𝐦𝟑 /𝐬 𝜂𝑣



Diketahui:



Q = 229,8 m3/jam ηv = 96 %



Sehingga, didapatkan kapasitas teoritis sebesar: 229,8 m3 /jam 𝑄 = = 239,375 m3 /jam = 0,066 m3 /s 96 % ′



83



3.9.5



Menghitung Kecepatan Cairan Radial Area Sudu (Cm) Kecepatan cairan radial area sudu merupakan nilai besaran kecepatan aliran



yang melalui impeller secara radial. Untuk mengetahui besarnya nilai kecepatan cairan radial masuk area sudu menggunakan persamaan berikut. 𝐶𝑚1 = 𝑘𝑐𝑚1 . √2 . 𝑔 . 𝐻 Dan untuk menentukan kecepatan cairan radial keluar area sudu menggunakan persamaan berikut. 𝐶𝑚2 = 𝑘𝑐𝑚2 . √2 . 𝑔 . 𝐻 Dengan menggunakan nilai faktor kecepatan radial area sudu (kcm), nilai kecepatan spesifik dinamik (nsQ) = 24,41, nilai kecepatan spesifik kinematik (nsP) = 89,14 dan nilai dimensionless shape number (nsf) = 73,24. Maka untuk mengetahui nilai faktor kecepatan radial area sudu (kcm) dapat ditentukan menggunakan grafik pada gambar berikut.



Gambar 3.9 Grafik Koefisien Kecepatan Radial Area Sudu (kcm) 9:134)



84



Sehingga, nilai faktor kecepatan radial area sudu (kcm) masing–masing yaitu: 𝑘𝑐𝑚1 = 0,15 𝑘𝑐𝑚2 = 0,11 Dengan besar head (H) = 37 m, maka kecepatan cairan radial area sudu (cm): 𝑐𝑚1 = 0,15 . √2 . 9,81 m/s2 . 37 m = 4,04 m/s 𝑐𝑚2 = 0,11 . √2 . 9,81 m/s2 . 37 m = 2,96 m/s 3.9.6



Menghitung Kecepatan Cairan Masuk Impeller (c0) Untuk mengetahui nilai kecepatan cairan masuk impeller (c0) untuk pompa



sentrifugal single stage (end-suction) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑐0 = (0,9 s. d 1,0) . 𝑐𝑚1 𝑐0 = 1,0 . 4,04 m/s = 4,04 m/s 3.9.7



Menghitung Diameter Masuk Impeller (do) Untuk mengetahui ukuran diameter masuk impeller (d0) dapat dihitung dengan



melakukan pendekatan menggunakan persamaan berikut.



𝑑0 = √



4 . 𝐴′0 𝜋



Dimana, 𝐴0 =



𝑄 ′ 0,066 m3 /s = = 0,01634 m2 𝑐0 4,04 m/s



𝐴ℎ𝑢𝑏 =



2 𝜋 . 𝑑ℎ𝑢𝑏 𝜋 . (53 mm)2 = = 2205 mm2 = 0,002205 m2 4 4



𝐴′0 = 𝐴0 + 𝐴ℎ𝑢𝑏 = 0,01634 m2 + 0,002205 m2 = 0,0185 m2



85



Sehingga, didapatkan diameter masuk (d0) sebesar:



𝑑0 = √



4 . (0,0185 m2 ) = 0,154 mm = 154 mm 𝜋



𝑑0 ≈ 6,07 inch (𝐹𝑙𝑎𝑛𝑔𝑒 𝑠𝑡𝑎𝑛𝑑𝑎𝑟𝑑 ANSI B16.5) 3.9.8



Menghitung Kecepatan Tangensial Impeller Bagian Dalam (u1) Nilai kecepatan tangensial impeller bagian dalam (u1) dipengaruhi oleh besar



diameter impeller bagian dalam (d1). Agar aliran fluida masuk impeller terhindar dari turbulensi, maka besar diameter impeller bagian dalam (d1) dibuat sama dengan diameter masuk impeller (d0). 1:94) 𝑑1 = 𝑑0 = 0,154 m Sehingga nilai kecepatan tangensial pada diameter impeller bagian dalam (u1) dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑢1 =



3.9.9



𝜋 . 𝑑1 . 𝑛 𝜋 . 0,154 m . 1450 rpm = = 11,69 m/s 60 60



Menghitung Kecepatan Tangensial Impeller Bagian Luar (u2) Untuk mengetahui besarnya kecepatan tangensial impeller bagian luar dapat



dihitung dengan menggunakan turunan dari persamaan head teoritis yang ditunjukkan pada persamaan berikut.



𝑢2 =



2 𝑐𝑚2 𝑐𝑚2 𝐻 ) + 𝑔 . . (1 + 𝐶𝑝 ) + √( 2 . tan 𝛽2 2 . tan 𝛽2 𝜂ℎ



Diketahui:



𝑐𝑚2



= 2,96 m/s



𝛽2



= 15o s. d. 35o



86



𝛽2



= 30o



𝐻



= 37 m



𝜂ℎ



= 87,71 % (Hasil interpolasi dari tabel 2.7)



(1 + 𝐶𝑝 )



= 1,317 (Asumsi)



Sehingga, diperoleh kecepatan tangensial impeller bagian luar sebesar,



𝑢2 =



2,96 m/s 2,96 m/s 2 37 m 2 . √( ) + + 9,81 m/s . (1,317) 2 . tan 30o 2 . tan 30o 87,7 %



𝑢2 = 26,05 m/s Jika nilai kecepatan tangensial pada diameter impeller bagian luar (u2) adalah sebesar 26,05 m/s, maka penggunaan meterial impeller dapat menggunakan material bronze, dimana untuk penggunaan material bronze dibatasi maksimum 60 m/s. Dengan mengacu pada API Standard 610 dan Torishima Pump Hand Book, sebagaimana yang telah dibahas pada sub bab pemilihan material pompa. Maka material untuk impeller yang cocok untuk fluida fresh water yaitu menggunakan bronze. Oleh karena itu, dalam perancangan impeller ini akan dilakukan upgrade material dari yang semula cast iron - FC200, menjadi aluminium bronze - UNS C95200. Material UNS C95200 ini memiliki kelebihan yaitu high wear resistance, good strength dan high corrosion resistance.



3.9.10 Menghitung Diameter Impeller Bagian Luar (d2) Agar dapat membangkitkan head sebesar 37 m, besar diameter impeller bagian luar (d2) dapat dihitung menggunakan persamaan berikut. 𝑑2 =



60 . 𝑢2 𝜋. 𝑛



87



Diketahui:



𝑢2 = 26,05 m/s 𝑛



= 1450 rpm



Sehingga, besar diameter impeller bagian luar yaitu: 𝑑2 =



60 . 26,05 m/s = 0,343 m = 343 mm 𝜋 . 1450 rpm



Setelah diketahui nilai diameter impeller bagian luar (d2) dan diameter masuk impeller (d0), maka dapat diketahui dimensi rasionya, yaitu: 𝑑2 343 mm = = 2,23 𝑑0 154 mm Jadi, dimensi rasio sebesar 2,23 masih masuk dalam range, karena berdasarkan tabel pada gambar 3.7, dimana dengan kecepatan spesifik dinamik (nsQ) = 24,41, dimensi rasionya dibatasi d2/d0 = 3,5 s.d 2,0.



3.9.11 Perhitungan Komponen Segitiga Kecepatan Pada Impeller Perhitungan pada komponen segitiga kecepatan pada impeller meliputi 2 bagian, antara lain:



1. Perhitungan Komponen Segitiga Kecepatan pada Impeller Bagian Dalam Dimana nilai kecepatan tangensial impeller bagian dalam (u1) = 11,67 m/s, dan nilai kecepatan cairan radial area sudu (cm1) = 4,04 m/s. Jika diasumsikan kecepatan absolut yang masuk kedalam sudu masuk secara langsung sehingga sudut α1 = 90o, maka segitiga kecepatan pada impeller bagian dalam dapat digambarkan sebagai berikut.



88



d1 = 154 mm



Gambar 3.10 Segitiga Kecepatan pada Sisi Dalam Impeller



Sehingga proyeksi segitiga kecepatan dari gambar di atas adalah sebagai



cm1



berikut:



α1



β1 wu1 = u1



Gambar 3.11 Proyeksi Segitiga Kecepatan pada Sisi Dalam Impeller



Maka nilai kecepatan relatif pada impeller bagian dalam (w1) dan besar sudut β1 dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. A. Menghitung Besar Sudut β1 tan 𝛽1 =



𝑐𝑚1 𝑢1



𝛽1 = tan−1 (



𝑐𝑚1 ) 𝑢1



Diketahui:



𝑐𝑚1 = 4,04 m/s 𝑢1



= 11,67 m/s



Sehingga, besar sudut β1: 𝛽1 = tan−1 (



4,04 m/s ) = 19o 11,67 m/s



89



B. Menghitung Nilai Kecepatan Relatif pada Impeller bagian Dalam (w1) sin 𝛽1 = 𝑤1 =



𝑐𝑚1 𝑤1



𝑐𝑚1 sin 𝛽1



Diketahui:



𝑐𝑚1 = 4,04 m/s 𝛽1



= 19o



Sehingga, besar kecepatan ralatif pada impeller bagian dalam: 𝑤1 =



4,04 m/s = 12,41 m/s sin 19o



2. Perhitungan Komponen Segitiga Kecepatan Pada Impeller Bagian Luar Dimana nilai kecepatan tangensial impeller bagian luar (u2) = 26,05 m/s, dan nilai kecepatan cairan radial area sudu (cm2) = 2,96 m/s, kemudian untuk nilai sudut β2, dengan range 15o – 35o diambil 30o . Maka segitiga kecepatan pada impeller bagian luar dapat digambarkan sebagai berikut.



d2 = 343 mm



Gambar 3.12 Segitiga Kecepatan pada Sisi Luar Impeller



Sehingga proyeksi segitiga kecepatan dari gambar di atas adalah sebagai berikut:



90



Gambar 3.13 Proyeksi Segitiga Kecepatan pada Sisi Luar Impeller



Maka vector dari kecepatan absolut dan kecepatan relatif terhadap arah kecepatan tangensial pada impeller bagian luar (Cu2 & Wu2), kemudian kecepatan absolut dan kecepatan ralatif pada impeller bagian luar (c2 & w2) serta sudut α2 dapat dihitung dengan menggunakan persamaan sebagai berikut.



A. Menghitung Nilai Vector dari Kecepatan relative Terhadap Arah Kecepatan Tangensial pada Impeller Bagian Luar (wu2) tan 𝛽2 = 𝑤 𝑢2 =



𝑐𝑚2 𝑤𝑢2



𝑐𝑚2 tan 𝛽2



Diketahui:



𝑐𝑚2 = 2,96 m/s 𝛽2



= 30o



Sehingga, besar wu2: 𝑤 𝑢2 =



2,96 m/s = 5,13 m/s tan 30o



B. Menghitung Nilai Vector dari Kecepatan Absolut Terhadap Arah Kecepatan Tangensial pada Impeller Bagian Luar (cu2) 𝑢2 = 𝑤𝑢2 + 𝑐𝑢2



91



𝑐𝑢2 = 𝑢2 − 𝑤𝑢2 Diketahui:



𝑢2



= 26,05 m/s



𝑤𝑢2 = 5,13 m/s Sehingga, besar cu2: 𝑐𝑢2 = 26,05 m/s − 5,13 m/s = 20,92 m/s C. Menghitung Besar Sudut α2 tan 𝛼2 =



𝑐𝑚2 𝑐𝑢2



𝑐𝑚2 ) 𝛼2 = tan−1 ( 𝑐𝑢2 Diketahui:



𝑐𝑚2 = 2,96 m/s 𝑐𝑢2



= 20,92 m/s



Sehingga, besar sudut 𝛼2: 2,96 m/s ) = 8o 𝛼2 = tan−1 ( 20,92 m/s



D. Menghitung Nilai Kecepatan Absolut pada Impeller Bagian Luar (c2) sin 𝛼2 = 𝑐2 =



𝑐𝑚2 𝑐2



𝑐𝑚2 sin 𝛼2



Diketahui:



𝑐𝑚2 = 2,96 m/s 𝛼2



= 8o



Sehingga, besar kecepatan absolut pada impeller bagian luar: 𝑐2 =



2,96 m/s = 21,27 m/s sin 8o



92



E. Menghitung Nilai Kecepatan Relatif pada Impeller Bagian Luar (w2) sin 𝛽2 = 𝑤2 =



𝑐𝑚2 𝑤2



𝑐𝑚2 sin𝛽2



Diketahui:



𝑐𝑚2 = 2,96 m/s 𝛽2



= 30o



Sehingga, besar kecepatan relatif pada impeller bagian luar: 𝑤2 =



2,96 m/s = 5,92 m/s sin 30o



3.9.12 Menghitung Jumlah Sudu (z) Untuk mengetahui jumlah sudu (z) pada impeller dapat diketahui dengan menggunakan grafik pada gambar 3.14 dan dapat dihitung menggunakan persamaan 2.32. Sebelum menentukan jumlah sudu impeller pada grafik dalam gambar 3.14, perlu diketahui terlebih dahulu sudut sudu jalan yang dihitung dengan persamaan berikut. 𝛽1 + 𝛽2 = 19o + 30o = 49o



Gambar 3.14 Grafik Penentuan Jumlah Sudu Impeller 4:255) 93



Berdasarkan gambar 3.14, dengan sudut sudu jalan (β1 + β2) = 49o dan dimensi rasio (d2/d0) = 2,23, didapatkan jumlah sudu impeller sebanyak 7 buah. Sedangkan berdasarkan perhitungan dari persamaan 2.32, jumlah sudu impeller yaitu sebagai berikut. 𝑧 = 6,5 .



𝑑2 + 𝑑1 𝛽1 + 𝛽2 ) . sin ( 𝑑2 − 𝑑1 2



Diketahui:



𝑑1 = 154 mm 𝑑2 = 343 mm 𝛽1 = 19o 𝛽2 = 30o



Sehingga, jumlah sudu impeller: 343 mm + 153 mm 19o + 30o ) 𝑧 = 6,5 . . sin ( 343 mm − 153 mm 2 𝑧 = 7,09 ≈ 7 buah



3.9.13 Menghitung Jarak Antar Sudu impeller (t) Untuk mengetahui jarak antar sudu impeller sisi masuk dan sisi keluar dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut.



1. Menghitung Nilai Jarak Antar Sudu Impeller Sisi Masuk 𝑡1 =



𝜋 . 𝑑1 𝑧



Diketahui:



𝑑1 = 154 mm 𝑧



= 7 buah



94



Sehingga, jarak antar sudu impeller sisi masuk: 𝑡1 =



𝜋 . 154 mm = 69 mm 7 buah



2. Menghitung Nilai Jarak Antar Sudu Impeller Sisi Keluar 𝑡2 =



𝜋 . 𝑑2 𝑧



Diketahui:



𝑑2 = 343 mm 𝑧



= 7 buah



Sehingga, jarak antar sudu impeller sisi keluar: 𝑡2 =



𝜋 . 343 mm = 154 mm 7 buah



3.9.14 Menghitung Perpotongan Tebal Sudu Impeller (su) Untuk menghitung perpotongan tebal sudu sisi masuk dan sisi keluar impeller dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut.



1. Menghitung Perpotongan Tebal Sudu Sisi Masuk Impeller 𝑠𝑢1 =



𝑠1 sin 𝛽1



Diketahui:



𝑠1



= 6 mm (untuk material 𝑏𝑟𝑜𝑛𝑧𝑒)



𝛽1 = 19o Sehingga, perpotongan tebal sudu impeller sisi masuk sebesar: 𝑠𝑢1 =



6 mm = 18 mm sin 19o



95



2. Menghitung Perpotongan Tebal Sudu Sisi Keluar Impeller 𝑠𝑢2 =



𝑠2 sin 𝛽2



Diketahui:



𝑠2



= 6 mm (untuk material 𝑏𝑟𝑜𝑛𝑧𝑒)



𝛽2 = 30o Sehingga perpotongan tebal sudu impeller sisi keluar sebesar: 𝑠𝑢2 =



6 mm = 12 mm sin 30o



3.9.15 Menghitung Faktor Penyempitan Luas Penampangan Aliran (φ) Untuk menghitung nilai faktor penyempitan sisi masuk dan sisi keluar impeller dapat dihitung menggunakan persamaan berikut.



1. Menghitung Faktor Penyempitan Sisi Masuk Impeller 𝜑1 =



𝑡1 𝑡1 − 𝑠𝑢1



Diketahui:



𝑡1



= 69 mm



𝑠𝑢1 = 18 mm Sehingga, faktor penyempitan sisi masuk impeller: 𝜑1 =



69 mm = 1,35 69 mm − 18 mm



2. Menghitung Faktor Penyempitan Sisi Keluar Impeller 𝜑2 =



𝑡2 𝑡2 − 𝑠𝑢2



Diketahui:



𝑡2



= 154 mm



𝑠𝑢2 = 12 mm



96



Sehingga, faktor penyempitan sisi keluar impeller: 𝜑2 =



154 mm = 1,08 154 mm − 12 mm



3.9.16 Menghitung Lebar Laluan Impeller (b) Untuk menghitung lebar laluan sisi masuk dan sisi keluar impeller dapat dilakukan dengan menggunakan persamaan berikut.



1. Menghitung Lebar Laluan Sisi Masuk Impeller 𝑄′ 𝑏1 = 𝜑1 . 𝜋 . 𝑑1 . 𝑐𝑚1 Diketahui:



𝜑1



= 1,35



𝑄′



= 0,066 m3 /s



𝑑1



= 0,154 m



𝑐𝑚1 = 4,04 m/s Sehingga, lebar laluan sisi masuk impeller: 𝑏1 = 1,35 .



0,066 m3 /s = 0,046 = 46 mm 𝜋 . 0,154 m . 4,04 m/s



2. Menghitung Lebar Laluan Sisi Keluar Impeller 𝑏2 = 𝜑2 .



𝑄′ 𝜋 . 𝑑2 . 𝑐𝑚2



Diketahui:



𝜑2



= 1,08



𝑄′



= 0,066 m3 /s



𝑑2



= 0,343 m



𝑐𝑚2 = 2,96 m/s



97



Sehingga, lebar laluan sisi keluar impeller: 𝑏2 = 1,08 .



0,066 m3 /s = 0,022 m = 22 mm 𝜋 . 0,343 m . 2,96 m/s



3.9.17 Meninjau Head Aktual yang Dibangkitkan Impeller Head yang dibangkitkan oleh impeller perlu untuk ditinjau kembali agar dapat diketahui apakah impeller yang dirancang telah memenuhi head yang diinginkan atau tidak. Head aktual dapat dihitung dengan pendekatan persamaan head toritis, yang dapat ditentukan dengan persamaan berikut. 𝐻𝑡ℎ∞ =



1 . (𝑢2 . 𝑐𝑢2 − 𝑢1 . 𝑐𝑢1 ) 𝑔



Diketahui:



𝑢1



= 11,69 m/s



𝑢2



= 26,05 m/s



𝑐𝑢1



= 0 m/s



𝑐𝑢2



= 20,92 m/s



Sehingga, 𝐻𝑡ℎ∞ =



1 . (26,05 m/s . 20,92 m/s − 11,69 m/s . 0 m/s ) 9,81 m/s 2



𝐻𝑡ℎ∞ = 55,55 m Head yang dibangkitkan impeller secara teoritis dari persamaan Euler seperti perhitungan diatas masih belum mempertimbangkan pengaruh dari jumlah sudu dan kerugian head pada impeller. Oleh karena itu, pengaruh jumlah sudu terhadap head dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝐻𝑡ℎ =



𝐻𝑡ℎ∞ (1 + 𝐶𝑝 )



98



Setelah diameter impeller bagian luar (d2) dan jumlah sudu telah diketahui, maka nilai (1 + Cp) dapat dihitung dengan persamaan berikut. r22 𝐶𝑝 = Ψ . 𝑧 . 𝑀𝑠𝑡 Dimana: 𝛹 𝑟2 𝑟1 𝑧



= (0,55 s. d. 0,68) + 0,6 . sin 𝛽2 = (0,6) + 0,6 . sin 30o = 0,9 =



𝑑2 0,343 m = = 0,172 m 2 2



=



𝑑1 0,154 m = = 0,077 m 2 2



= 7 buah



𝑀𝑠𝑡 = 1 . (𝑟22 − 𝑟12 ) = 1 . [(0,172 m)2 − (0,077 m)2 ] = 0,012 m2 2 2 Sehingga, besar nilai Cp: 𝐶𝑝 = 0,9 .



(0,172 m)2 = 0,317 7 . 0,012 m2



Maka, nilai (1 + Cp) yaitu: (1 + 𝑐𝑝 ) = 1 + 0,317 = 1,317 (Asumsi pada hal. 85 benar) Nilai (1 + Cp) sama dengan sama dengan yang diasumsikan, sehingga didapatkan head teoritis karena adanya pengaruh jumlah sudu, yaitu: 𝐻𝑡ℎ =



𝐻𝑡ℎ∞ 55,55 m = = 42,18 m (1 + 𝐶𝑝 ) (1,317)



Kemudian setelah diketahui head teoritis karena adanya pengaruh jumlah sudu, maka head aktual dapat dihitung dengan mempertimbangkan faktor kerugian hidrolik, seperti persamaan berikut. 𝐻 = 𝐻𝑡ℎ . 𝜂ℎ



99



Diketahui:



𝐻𝑡ℎ



= 42,18 m



𝜂ℎ



= 87,71 % (Hasil interpolasi Tabel 2.7)



Sehingga, besar head aktual: 𝐻 = 42,18 m . 87,71 % = 37 m Setelah ditinjau kembali, didapatkan head aktual perancangan impeller sebesar 37 m, dimana head tersebut telah sesuai dengan head yang diinginkan.



3.9.18 Melukis Sudu Impeller Dalam melukis sudu impeller pompa sentrifugal, digunakanlah single arc method sesuai tahapan pada sub bab 2.10.17. Sehingga didapatkan gambaran impeller tampak depan sebagai berikut. d2 = 343 mm



β2



d1 = 154 mm



Gambar 3.15 Hasil Lukisan Sudu Impeller Menggunakan Single Arc Method



100



3.9.19 Menghitung Berat Impeller Untuk mengetahui berat impeller, dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut: Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 (𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 ) = 𝑉𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 x 𝐷𝑒𝑛𝑠𝑖𝑡𝑦 1. Menghitung Berat Impeller dengan Solidworks 2020 Setelah dilakukan desain impeller secara tiga dimensi pada aplikasi Solidworks 2020 didapatkan volume total sebesar 1485292,74 mm3 = 0,00148529274 m3. Dengan penggunaan material aluminium bronze UNS C95200 yang memiliki density = 0,00764 gr/mm3 = 7640 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat impeller: Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 (𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 ) = 1485292,74 mm3 x 0,00764 gr/mm3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 (𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 ) = 11347,64 gram Jika dilihat pada kalkulasi berat impeller menggunakan aplikasi Solidworks 2020, didapatkan mass properties sebagai berikut.



101



Gambar 3.16 Mass Properties of Impeller from Solidworks



2.



Menghitung Berat Impeller dengan Autodesk Inventor 2021 Setelah dilakukan desain impeller secara tiga dimensi pada aplikasi Autodesk Inventor 2021 didapatkan volume total sebesar 1485448,1 mm3 = 0,0014854481 m3. Dengan penggunaan material aluminium bronze UNS C95200 yang memiliki density = 0,00764 gr/mm3 = 7640 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat impeller: Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 (𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 ) = 1485448,1 mm3 x 0,00764 gr/mm3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 (𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 ) = 11348,82 gram



102



Jika dilihat pada kalkulasi berat impeller menggunakan aplikasi Autodesk Inventor 2021, didapatkan mass properties sebagai berikut.



Gambar 3.17 Mass Properties of Impeller from Autodesk Inventor



3.10 Perbandingan Impeller Baru Hasil Perancangan dengan Impeller Pabrikan yang Lama Setelah dilakukan perhitungan rancang bangun impeller, didapatkan hasil perancangan yang dapat dilakukan perbandingan dengan impeller pabrikan yang lama, seperti yang ditampilkan pada tabel berikut.



103



Tabel 3.7 Perbandingan Impeller Hasil Desain dan Pabrikan No 1 2 3 4 5 6 8



Parameter Flow Head Speed Fluida Temperature Density Driver Power



Pabrikan Hasil Desain 3 229,8 m /jam 229,8 m3/jam 37 m 37 m 1450 rpm 1450 rpm Fresh Water Ambient 1000 kg/m3 1000 kg/m3 37 kW 35,21 kW Impeller



9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19



Material Jumlah Sudu Tebal sudu Diameter Shaft (dsh) Diameter Depan Hub (dhub) Diameter Belakang Hub (d’hub) Diameter Masuk Impeller (d0) Diameter Impeller Bagian Dalam (d1) Diameter Impeller Bagian Luar (d2) Lebar Laluan Sisi Masuk Impeller (b1) Lebar Laluan Sisi Keluar Impeller (b2)



FC200 6 buah 6 mm 38 mm 53,5 mm 57,2 mm 152,7 152,7 343,2 (N/A) 22,50



UNS C95200 7 buah 6 mm 38 mm 53 mm 57 mm 154 mm 154 mm 343 mm 46 mm 22 mm



3.11 Perhitungan Gaya yang Terjadi Ketka pompa sentrifugal beroperasi, gaya yang diberikan impeller terbagi menjadi 2, yaitu gaya radial dan gaya aksial. Berikut perhitungan gaya radial dan gaya aksial yang dialami oleh impeller.



3.11.1 Perhitungan Gaya Radial Dalam menghitung gaya radial yang terjadi pada impeller, dilakukan asumsi dimana pompa mengalami dua kondisi gaya radial, yaitu pada kondisi ketika pompa memberikan kapasitas pada saat efisiensi terbaik (Q at BEP) yaitu (Q/Qn=1) dan kodisi ketika pompa tidak memberikan kapasitas (Q/Qn=0). Asumsi tersebut bertujuan untuk



104



mengetahui besarnya gaya radial yang terjadi pada masing-masing kondisi, yang mana besarnya gaya radial sangat memengaruhi defleksi poros yang terjadi dan memengaruhi dalam pemilihan bearing. Dalam menghitung gaya radial, perlu diketahui dahulu nilai radial thrust coefficient, dengan menggunakan grafik pada gambar berikut.



Gambar 3.18 Grafik Radial Thrust Coefficient 6:2.168)



Berdasarkan nilai kecepatan spesifik kinematik (nsQ) = 1261,12 (dalam satuan U.S units) diperoleh nilai radial thrust coefficient sebagai berikut. 𝐾𝑟 (𝑄/𝑄𝑛=0) = 0,19 𝐾𝑟 (𝑄/𝑄𝑛−1) = 0,01 Setelah diketahui nilai radial thrust coefficient, selanjutnya dapat dihitung besar gaya radial yang terjadi. Dimana gaya radial yang terjadi pada impeller dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝐹𝑟 = 𝑘 . 𝑘𝑟 . 𝑆𝐺 . 𝐻 . 𝑑2 . 𝑏2 Diketahui: 𝑘



= 0,433



𝑘𝑟(𝑄/𝑄𝑛−0) = 0,19



105



𝑘𝑟(𝑄/𝑄𝑛−1) = 0,01 𝑆𝐺



= 1,0



𝐻



= 37 m = 121,4 ft



𝑑2



= 0,343 m = 13,39 inch



𝑏2



= 0,022 m = 0,87 inch



Sehingga, didapatkan besar gaya radial pada masing-masing kondisi.



1. Gaya Radial pada Q/Qn = 0 𝐹𝑟 = 0,433 . 0,19 . 1,0 . 121,4 ft . 13,39 inch . 0,87 inch 𝐹𝑟 = 116,35 lb = 52,77 kg



2. Gaya Radial pada Q/Qn = 1 𝐹𝑟 = 0,433 . 0,01 . 1,0 . 121,4 ft . 13,39 inch . 0,87 inch 𝐹𝑟 = 6,12 lb = 2,78 kg



3.11.2 Perhitungan Gaya Aksial Ketika pompa sentrifugal beroperasi, gaya aksial yang diberikan impeller terjadi karena adanya perbedaan luas tekanan antara sisi suction dan sisi discharge. Perbedaan tekanan yang terjadi dapat dilihat pada gambar berikut.



106



b2



PT



b1



P0 C0 dsh d’hub d2



d0 dhub



Gambar 3.19 Perbedaan Tekanan pada Impeller Dimana besar perbedaan tekanan yang terjadi pada impeller dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑃𝑇 − 𝑃0 =



3 𝑢22 − 𝑢12 . .𝛾 4 2 .𝑔



Diketahui: 𝑈1 = 11,69 m/s 𝑢2 = 26,05 m/s 𝑔



= 9,81 m/s2



𝛾



= 1000 kg/m3



Sehingga, diketahui besar dari perbedaan tekanan adalah sebagai berikut. 3 (26,05 m/s)2 − (11,69 m/s)2 𝑃𝑇 − 𝑃0 = . . 1000 kg/m3 2 4 2 . 9,81 m/s



107



𝑃𝑇 − 𝑃0 = 20.716,61 kg/m2 Setelah didapatkan besar nilai dari perbedaan tekanan yang terjadi pada impeller, maka gaya aksial dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝐹𝑎 = (𝑃𝑇 − 𝑃0 ) .



𝜋 2 . (𝑑02 − 𝑑ℎ𝑢𝑏 ) 4



Diketahui: 𝑃𝑇 − 𝑃0



= 20.716,61 kg/m2



𝑑0



= 154 mm = 0,154 m



𝑑ℎ𝑢𝑏



= 53 mm = 0,053 m



Sehingga, didapatkan besar gaya aksial: 𝐹𝑎 = (20.716,61 kg/m2 ) .



𝜋 . ((0,154 m)2 − (0,053)2 ) 4



𝐹𝑎 = 340 kg Karena fluida yang masuk impeller mempunyai nilai kecepatan masuk (co), maka besar gaya momentum yang masuk impeller dapat ditentukan dengan persamaan berikut. 𝐹𝑚 =



𝑤 .𝑐 𝑔 0



Dimana: 𝑤



= 𝑄 . 𝛾 = 0,0638 m3 /s . 1000 kg/m3 = 63,8 kg/s



𝑔



= 9,81 m/s 2



𝑐0



= 4,04 m/s



Sehingga, besar gaya momentum masuk impeller: 𝐹𝑚 =



63,8 kg/s . 4,04 m/s = 26,27 kg 9,81 m/s 2



Dari kedua gaya aksial yang berbeda arahnya tersebut, dapat dihitung resultan gaya aksial yang bekerja pada impeller, yaitu: 𝐹𝑎𝑟𝑒𝑠𝑢𝑙𝑡𝑎𝑛 = 𝐹𝑎 − 𝐹𝑚 108



𝐹𝑎𝑟𝑒𝑠𝑢𝑙𝑡𝑎𝑛 = 340 kg − 26,27 kg 𝐹𝑎𝑟𝑒𝑠𝑢𝑙𝑡𝑎𝑛 = 313,73 kg = 3,08 kN 3.12 Perancangan Volute Chamber Volute chamber adalah salah satu komponen pompa sentrifugal yang mengelilingi impeller sebagai casing. Volute chamber memiliki fungsi untuk mengubah energi kecepatan menjadi energi potensial. Dalam perancangan ini, volute chamber akan dibagi menjadi beberapa section seperti gambar berikut.



Gambar 3.20 Rancangan Volute Chamber10:246)



Dalam perancangan volute chamber yang menjadi parameter utama adalah perhitungan sudut penampang area dan jari-jari volute, dimana dapat dihitung dengan menggunakan persamaan-persamaan berikut.



1.



Jari-Jari Lidah Volute (r3) 𝑟3 = (1,02 s. d. 1,05). 𝑟2



109



Dimana: 𝑟2 𝑟2



= Jari − jari 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 bagian luar =



𝑑2 343 mm = = 171,5 2 2



Sehingga, didapatkan besar jari-jari lidah volute (r3): 𝑟3 = (1,02). 171,5 mm = 175 mm 2.



Lebar Laluan Lidah Volute (b3) 𝑏3 = 𝑏2 + (0,025 . 𝑟2 ) Diketahui: 𝑏2 𝑟2



= Lebar laluan keluar 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 = 22 mm = Jari − jari 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 bagian luar = 171,5



Sehingga, didapatkan besar lebar laluan lidah volute (b3): 𝑏3 = 22 mm + (0,025 . 171,5 mm) = 26 mm 3.



Nilai Konstanta ku 𝑘𝑢 = 𝑐𝑢3 . 𝑟3 Dimana: 𝑟3



= Lebar laluan lidah 𝑣𝑜𝑙𝑢𝑡𝑒 = 175 mm = 0,175 m



𝑘𝑐𝑢2 = 0,76 (berdasarkan tabel 2.8) 𝑐𝑢2



= 20,92 m/s



𝑐𝑢3



= 𝑘𝑐𝑢2 . 𝑐𝑢2 = 0,76 . 20,92 m/s = 15,9 m/s



Sehingga didapatkan nilai konstanta ku: 𝑘𝑢 = 15,9 m/s . 0,175 m = 2,78 m2 /s



4.



Jari-Jari Volute 𝑟𝑣𝑜𝑙 = 2𝜌 + 𝑟3



110



Dimana: 𝜌



𝑥



𝑥



φ𝑜 𝜑o = + √2 . . 𝑟3 𝑥 𝑥 =



720 . 𝑘𝑢 . 𝜋 Qs



=



720 . 2,78 m2 /s . π 0,0638 m3 /s



𝑥



= 98511,4 /m



𝑥



= 98,51 /mm



Maka persamaan jari-jari volute pada masing-masing bagian dapat ditabelkan seperti berikut. Tabel 3.8 Perhitungan Jari-Jari Volute Cross Section No



𝜑°



𝜑° 𝜒



1



2



3



4



5



6



I II III IV V VI VII VIII IX



10 45 90 135 180 225 270 315 360



0,10 0,46 0,91 1,37 1,83 2,28 2,74 3,19 3,65



0,20 0,91 1,83 2,74 3,65 4,56 5,48 6,39 7,31



35,70 159,95 319,90 479,50 639,45 799,40 959,35 1.119,30 1.278,90



5,97 12,65 17,89 21,90 25,29 28,28 30,98 33,46 35,77



2.



𝜑𝑜 𝑥



2.



𝜑𝑜 . 𝑟3 𝑥



111



√2 .



𝜑𝑜 . 𝑟3 𝑥



𝜌 7 3+6 6,08 13,11 18,80 23,27 27,12 30,56 33,72 36,66 39,42



𝜌 + 𝑟3



2𝜌 + 𝑟3



8



9



181,07 188,10 193,80 198,27 202,11 205,56 208,71 211,65 214,41



187 201 213 222 229 236 242 248 254



Sehingga volute dapat digambarkan sebagai berikut.



Gambar 3.21 Section View of Volute Chamber



3.12.2 Menghitung Berat Volute Chamber Untuk mengetahui berat volute chamber, dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut: Berat 𝑉𝑜𝑙𝑢𝑡𝑒 (𝑊𝑣𝑜𝑙 ) = 𝑉𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 x 𝐷𝑒𝑛𝑠𝑖𝑡𝑦 1. Menghitung Berat Volute Chamber dengan Solidworks 2020 Setelah dilakukan desain volute chamber secara tiga dimensi pada aplikasi Solidworks 2020 didapatkan volume total sebesar 7430063,54 mm3 = 0,743006354 m3. Dengan penggunaan material gray cast iron – ASTM A48 Class No. 40 yang memiliki mechanical properties density = 0,0075 gr/mm3 = 7.500 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat volute chamber:



112



Berat 𝑉𝑜𝑙𝑢𝑡𝑒 (𝑊𝑣𝑜𝑙 ) = 7430063,54 mm3 x 0,0075 gr/mm3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟



= 55725,48 gram



Jika dilihat pada kalkulasi berat volute chamber menggunakan aplikasi Solidworks 2020, didapatkan mass properties sebagai berikut.



Gambar 3.22 Mass Properties of Volute Chamber from Solidworks



2.



Menghitung Berat Volute Chamber dengan Autodesk Inventor 2021 Setelah dilakukan desain volute chamber secara tiga dimensi pada aplikasi Autodesk Inventor 2021 didapatkan volume total sebesar 7431279,03 mm3 = 0,743127903 m3. Dengan penggunaan material gray cast iron – ASTM



113



A48 Class No. 40 yang memiliki mechanical properties density = 0,0075 gr/mm3 = 7.500 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat volute chamber: Berat 𝑉𝑜𝑙𝑢𝑡𝑒 (𝑊𝑣𝑜𝑙 ) = 7431279,03 mm3 x 0,0075 gr/mm3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟



= 55734,59 gram



Jika dilihat pada kalkulasi berat volute chamber menggunakan aplikasi Autodesk Inventor 2021, didapatkan mass properties sebagai berikut.



Gambar 3.23 Mass Properties of Volute Chamber from Autodesk Inventor



114



3.13 Perancangan Poros Pompa Sentrifugal Pada saat melakukan perhitungan perancangan impeller telah dilakukan perhitungan lubang poros sebagai tinjauan sementara. Kemudian dilakukan tinjauan kembali diameter poros impeller terhadap beban puntir akibat meneruskan daya dari motor listrik yang berupa gerak berputar. Dan juga ditinjau dari beban lentur akibat beban yang ditumpu yaitu beban dari berat impeller, berat coupling dan berat komponen lain yang terpasang pada poros. Dalam perancangan poros pompa sentrifugal akan dilakukan perhitungan dengan penggunaan material ASTM A276-98B 420 (Tempered) yang memiliki mechanical properties tegangan tarik (σb) = 1600 Mpa = 163,15 kg/mm2, (lampiran 8) sehingga dapat dilakukan perhitungan sebagai berikut.



3.13.1 Ditinjau Terhadap Beban Puntir dan Lentur Untuk menentukan dimensi diameter poros berdasarkan besarnya beban puntir dan lentur yang terjadi dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut.. 𝑑𝑠ℎ



(1/3) 5,1 2 (𝐾 √(𝐾 ≥( . 𝑚 . 𝑀) + 𝑡 . 𝑇)) 𝜏𝑎



1. Reaksi Momen Nilai momen lentur yang diterima (M) dapat diilustrasikan seperti gambar berikut.



115



LBB



LBC



Gambar 3.24 Reaksi Gaya pada Bantalan



Panjang antar titik beban dapat dihitung dengan persamaan mekanika teknik sebagai berikut. 𝐿𝑠1 𝐿𝐵𝐵 𝑎=( + 𝐿𝑠2 + 𝐿𝑠3 ) − 2 2 𝑏=



𝐿𝐵𝐵 𝐿𝐵𝐶 + 𝐿𝑠4 + 2 2



𝐶 = (𝐿𝑠5 +



𝐿𝑠6 𝐿𝐵𝐶 )− 2 2



Gambar 3.25 Perancangan Dimensi Poros



116



Dalam menentukan dimensi beberapa bagian dari poros, diasumsikan mengikuti bentuk dan kontur poros yang telah ada sebelumnya. Hal ini dilakukan dengan mempertimbangkan kaidah reverse engineering, yaitu menggunakan kembali komponen yang masih dapat digunakan. Dalam hal ini yaitu bearing housing pompa yang lama masih dapat digunakan Kembali sehingga diperoleh dimensi poros sebagai berikut: 𝐿𝑠1



= 78 mm



𝑑𝑠1



= 𝑑𝑠ℎ = 38 mm



𝐿𝑠2



= 120 mm



𝑑𝑠2



= 43 mm



𝐿𝑠3



= 54 mm



𝑑𝑠3



= 65 mm



𝐿𝑠4



= 134 mm



𝑑𝑠4



= 77 mm



𝐿𝑠5



= 54 mm



𝑑𝑠5



= 65 mm



𝐿𝑠6



= 115 mm



𝑑𝑠6



= 42 mm



𝐿𝐵𝐵 = 33 mm 𝐿𝐵𝐶



= 33 mm



Sehingga, panjang antar titik beban yaitu: 78 mm 33 mm 𝑎=( + 120 mm + 154 mm) − = 196,5 mm 2 2 𝑏=



33 mm 33 mm + 134 mm + = 167 mm 2 2



𝑐 = (54 mm +



115 mm 33 mm )− = 95 mm 2 2



Untuk beban pada impeller (P1) yaitu sebagai berikut: 𝑃1 = 𝐹𝑟 + 𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 = 2,78 kg + 11,349 kg = 14,13 kg 𝑃5 = 𝑊𝑐𝑜𝑢𝑝𝑙𝑖𝑛𝑔 = 3,41 kg (berdasarkan tabel spesifikasi 𝑐𝑜𝑢𝑝𝑙𝑖𝑛𝑔)



117



Setelah didapatkan panjang antar reaksi dan nilai P1 serta P5, maka reaksi pada masing-masing tumpuan dapat didapatkan sebagai berikut. A. Reaksi A 𝑅𝐵 = 0 −𝑃1 (𝑎 + 𝑏) − (𝑅𝐴 . 𝑏) + (𝑃5 . 𝑐) = 0 𝑅𝐴 =



𝑃1 (𝑎 + 𝑏) − (𝑃5 . 𝑐) 𝑏



𝑅𝐴 =



14,13 kg (196,5 mm + 167 mm) − (3,41 kg . 95 mm) 167 mm



𝑅𝐴 = 28,82 kg B. Reaksi B 𝑅𝐴 = 0 − (𝑃1 + 𝑎) − (𝑅𝐵 . 𝑏) + 𝑃5 (𝑏 . 𝑐) = 0 𝑅𝐵 =



𝑃5 (𝑏 + 𝑐) − (𝑃1 . 𝑎) 𝑏



𝑅𝐵 =



3,41 kg (167 mm + 95 mm) − (14,13 kg . 196,5 mm) 167 mm



𝑅𝐵 = −11,28 kg 2. Momen Lentur Maksimal Berikut merupakan perhitungan yang digunakan untuk mencari momen lentur yang paling besar menggunakan persamaan mekanika teknik.



118



A. Pada Batang AB



Gambar 3.26 Reaksi Gaya pada Batang AB Dimana (0 ≤ 𝑥 < 𝑎) 𝑀𝑥 = 0 𝑀𝑥 − (𝑃1 . 𝑥) = 0 𝑀𝑥 = 𝑃1 . 𝑥 𝑥 = 0 mm



→ 𝑀𝑥 = 14,13 kg . 0 mm = 0 kg. mm



𝑥 = 196,5 mm



→ 𝑀𝑥 = 14,13 kg . 196,5 mm = 2.776,55 kg. mm



B. Pada Batang AC



Gambar 3.27 Reaksi Gaya pada Batang AC Dimana (0 ≤ 𝑥 < 𝑏) 𝑀𝑥 = 0 𝑀𝑥 + (𝑅𝐴 . 𝑥) − 𝑃1 (𝑎 + 𝑥) = 0



119



𝑀𝑥 = 𝑃1 (𝑎 + 𝑥) − (𝑅𝐴 . 𝑥) 𝑥 = 0 mm



→ 𝑀𝑥 = 14,13 kg (196,5 mm + 0 mm) −(28,82 kg . 0 mm) → 𝑀𝑥 = 2776,55 kg. mm



𝑥 = 167 mm



→ 𝑀𝑥 = 14,13 kg (196,5 mm + 167 mm) −(28,82 kg . 167 mm) → 𝑀𝑥 = 323,32 kg. mm



C. Pada Batang AD



Gambar 3.28 Reaksi Gaya pada Batang AD Dimana (0 ≤ 𝑥 < 𝑐) 𝑀𝑥 = 0 𝑀𝑥 + (𝑅𝐵 . 𝑥) + 𝑅𝐴 (𝑏 + 𝑥) − 𝑃1 (𝑎 + 𝑏 + 𝑥) = 0 𝑀𝑥 = 𝑃1 (𝑎 + 𝑏 + 𝑥) − 𝑅𝐴 (𝑏 + 𝑥) − (𝑅𝐵 . 𝑥) 𝑥 = 0 mm



→ 𝑀𝑥 = 14,13 kg (196,5 mm + 167 mm + 0 mm) −28,82 kg (167 mm + 0 mm) −(−11,28 kg . 0 mm) → 𝑀𝑥 = 323,32 kg. mm



𝑥 = 95 mm



→ 𝑀𝑥 = 14,13 kg (196,5 mm + 167 mm + 95 mm)



120



−28,82 kg (167 mm + 95 mm) −(−11,28 kg . 95 mm) → 𝑀𝑥 = 0 kg. mm Berdasarkan perhitungan-perhitungan tersebut, didapatkan nilai momen lentur terbesar yang diterima (M) = 2776,55 kg.mm, sehingga diameter poros dapat dihitung. Dimana:



𝜎𝑏 163,15, kg/mm2 = = 13,6 kg/mm2 𝑠𝑓1 . 𝑠𝑓2 6. 2



𝜏𝑎



=



𝐾𝑡



= 1,5 (berdasarkan tabel 2.11)



𝐾𝑚



= 1,5 (berdasarkan tabel 2.13)



𝑇



= 19.708,4 kg. mm



Sehingga, didapatkan diameter poros minimal berdasarkan beban punter dan beban lentur: 𝑑𝑠ℎ



(1/3) 5,1 2 ≥( . √(1,5 . 2.776,55) + (1,5 . 19.708,4)) 13,6



𝑑𝑠ℎ ≥ 11,61 mm Setelah dilakukan perhitungan diameter poros terhadap beban puntir dan beban lentur yang diterima, dipilihlah diameter poros untuk lubang impeller (dsh) sebesar 38 mm, dimana angka tersebut merupakan diameter poros berdasarkan hasil perhitungan pada perancangan impeller. Yang mana diameter tersebut aman jika ditinjau terhadap beban puntir dan beban lentur yang diterima.



121



3.13.2 Pemeriksaan Kekuatan Poros Setelah diketahui dimensi poros, kemudian dilakukan pemerikasaan kekuatan poros yang dapat ditinjau terhadap beberapa hal berikut. 1. Pemeriksaan Poros Terhadap Konsentrasi Tegangan Kosentrasi tegangan yang terjadi pada poros bertingkat yang mempunyai alur pasak perlu diperhitungkan. Untuk mengecek konsentrasi tegangan pada poros bertingkat dapat dilihat faktor konsetrasi tegangan α dan faktor konsetrasi tegangan β. Dimana nilai faktor konsentrasi tegangan α, dapat ditentukan dengan persamaan berikut. 𝑟 = 𝑐 (Jari − jari fillet alur pasak) = 0,5 mm (berdasarkan gambar 3,34) 𝑑𝑠 = Diameter poros = 38 mm 𝑟 0,5 = = 0,013 𝑑𝑠 38 mm Sehingga berdasarkan gambar 3.29 didapatkan nilai faktor konsentrasi tegangan α = 3,0.



122



Gambar 3.29 Grafik Konsentrasi Tegangan α 17:9) Kemudian nilai faktor konsentrasi tegangan β, dapat ditentukan dengan persamaan berikut. 𝑟 = Jari − jari fillet alur poros 𝑑𝑠 = Diameter poros = 38 mm 𝐷 = Diameter step kedua = 43 mm 𝑟=



𝐷 − 𝑑 43 mm − 38 mm = = 2,5 mm 2 2



𝑟 2,5 mm = = 0,07 𝑑𝑠 38 mm 𝐷 43 mm = = 1,13 𝑑𝑠 38 mm Sehingga, berdasarkan gambar 3.30 didapatkan nilai faktor konsentrasi tegangan β = 1,32.



123



Gambar 3.30 Grafik Konsentrasi Tegangan β 17:11) Setelah diketahui nilai faktor konsetrasi tegangan α dan faktor konsetrasi tegangan β. Maka persyaratan dalam perancangan poros harus dipenuhi dimana tegangan α harus lebih besar faktor konsetrasi tegangan β (α > β). 𝛼>𝛽 3,0 > 1,32 (𝐀𝐦𝐚𝐧) Tegangan geser juga memberikan pengaruh terhadap kosentrasi tegangan. Untuk poros yang mengalami beban puntir dan beban lentur, tegangan geser maksimum poros dapat ditentukan dengan persamaan berikut. 𝜏𝑚𝑎𝑘𝑠



(1/3) 5,1 2 =( . √(𝐾𝑚 . 𝑀) + (𝐾𝑡 . 𝑇)) 𝑑𝑠ℎ



124



Diketahui: 𝑑𝑠ℎ



= 38 mm



𝐾𝑡



= 1,5 (berdasarkan tabel 2.10)



𝐾𝑚



= 1,5 (berdasarkan tabel 2.11)



𝑇



= 19.708,4 kg. mm



𝑀



= 2.776,55 kg. mm



Sehingga, didapatkan tegangan geser maksimum poros: 𝜏𝑚𝑎𝑘𝑠



(1/3) 5,1 2 (1,5 √(1,5 =( . . 2.776,55) + . 19.708,4)) 38 mm



𝜏𝑚𝑎𝑘𝑠 = 8,24 kg/mm2 Dimana persyaratan yang harus dipenuhi supaya hasil perancangan poros aman terhadap konsentrasi tegangan yaitu: 𝜏𝑎 . 𝑠𝑓2



> 𝜏𝑚𝑎𝑘𝑠 . 𝛼



13,6 kg/mm2 . 2



> 8,24 kg/mm2 . 3



27,2 kg/mm2



> 24,72 kg/mm2 (𝐀𝐦𝐚𝐧)



2. Pemeriksaan Poros Terhadap Defleksi Puntiran Defleksi puntiran merupakan defleksi poros yang disebabkan oleh momen puntir. Besarnya defleksi puntiran dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝜃 = 584 .



𝑇. 𝐿 4 𝐺 . 𝑑𝑠ℎ



Diketahui: 𝑇 𝐿



= 19.708,4 kg. mm = Panjang poros = 555 mm



125



𝐺



= Modulus geser (baja) = 76 GPa = 7749,84 kg/mm2 (Lampiran 9)



𝑑𝑠ℎ = 38 mm Sehingga, didapatkan besar defleksi puntiran yang terjadi: 𝜃 = 584 .



19.708,4 kg. mm . 555 mm = 0,4o 7749,84 kg/mm2 . (38 mm)4



Harga defleksi puntiran poros (𝜃) = 0,4° masih berada di bawah range batasan yang telah ditentukan yaitu maksimal 1o per satuan panjang (m) untuk poros-poros transmisi, Hal ini menunjukan bahwa poros yang dirancang telah memenuhi persyaratan (aman).



3. Pemeriksaan Poros Terhadap Defleksi Lentur Beban-beban lentur yang terjadi pada poros mengakibatkan poros mengalami defleksi lentur. Defleksi lentur maksimum pada poros dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑌𝑚𝑎𝑘𝑠



𝐹 𝑎3 𝑏 3 − 𝑎3 𝑏 2 − 𝑐 = .( + + ) 3𝐸 𝐼𝑎 𝐼𝑏 𝐼𝑐



Gambar 3.31 Defleksi lentur pada Poros 126



Dimana:



𝐹



= 𝐹𝑟 + 𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 = 2,78 kg + 11,349 kg = 14,13 kg



𝐸



= Modulus elastisitas (baja) = 190 GPa = 19.374,61 kg/mm2 (Lampiran 9)



(Asumsi pusat beban impeller terletak di pertengahan Ls1) 𝑎



= Jarak pusat beban dengan step poros pertama = 39 mm



𝑏



= Jarak pusat beban dengan pusat tumpuan = 196,5 mm



𝑐



= Jarak antar tumpuan = 167 mm



𝐼



= Momen inersia =



𝐼𝑎



=



𝐼𝑏



𝜋 . (43 mm)2 = = 167.735 mm4 64



𝐼𝑐



𝜋 . (77 mm)2 = = 1.724.696 mm4 64



𝜋 . 𝑑4 , 𝐦𝐦 64



𝜋 . (38 mm)2 = 102.302 mm4 64



Sehingga, didapatkan besar defleksi lentur yang terjadi yaitu: 𝑌𝑚𝑎𝑘𝑠 =



14,13 393 196,53 − 393 196,52 − 167 .( + + ) 3 . 19.374,61 102.302 167.735 1.724.696



𝑌𝑚𝑎𝑘𝑠 = 0,01 mm Pada perhitungan di atas menunjukan nilai dari defleksi lentur maksimal pada kondisi Q/Qn = 1 dengan besar gaya radial yang diberikan impeller sebesar (Fr) = 2,78 kg didapatkan Ymaks = 0,01 mm. Jika dilakukan perhitungan kembali defleksi lentur pada kondisi Q/Qn = 0 dengan besar gaya radial yang diberikan impeller sebesar (Fr) = 52,77 kg, maka didapatkan Ymaks = 0,05 mm.



127



Pada API 610 - Tenth Edition pada tabel 5 (Lampiran 10), minimum diametral clearance untuk diameter of rotating member (< 50 mm) dibatasi maksimal 0,25 mm. Maka defleksi lentur yang terjadi pada dua kondisi di atas aman.



3.13.3 Menghitung Berat Poros Untuk mengetahui berat poros, dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut: Berat 𝑃𝑜𝑟𝑜𝑠 (𝑊𝑠ℎ ) = 𝑉𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 x 𝐷𝑒𝑛𝑠𝑖𝑡𝑦 1. Menghitung Berat Poros dengan Solidworks 2020 Setelah dilakukan desain poros secara tiga dimensi pada aplikasi Solidworks 2020 didapatkan volume total sebesar 1400517,86 mm3 = 0.140051786 m3. Dengan penggunaan material carbon steel – ASTM A276-98B 420 yang memiliki mechanical properties density = 0,0078 gr/mm3 = 7800 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat poros: Berat 𝑃𝑜𝑟𝑜𝑠 (𝑊𝑠ℎ ) = 1400517,86 mm3 x 0,0078 gr/mm3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟



= 10924,04 gram



Jika dilihat pada kalkulasi berat poros menggunakan aplikasi Solidworks 2020, didapatkan mass properties sebagai berikut.



128



Gambar 3.32 Mass Properties of Shaft from Solidworks



2.



Menghitung Berat Poros dengan Autodesk Inventor 2021 Setelah dilakukan desain poros secara tiga dimensi pada aplikasi Autodesk Inventor 2021 didapatkan volume total sebesar 1400516,62 mm3 = 0,140051662 m3. Dengan penggunaan material carbon steel – ASTM A276-98B 420 yang memiliki mechanical properties density = 0,0078 gr/mm3 = 7800 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat poros: Berat 𝑃𝑜𝑟𝑜𝑠 (𝑊𝑠ℎ ) = 1400516,62 mm3 x 0,0078 gr/mm3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑟



= 10924,03 gram



129



Jika dilihat pada kalkulasi berat poros menggunakan aplikasi Autodesk Inventor 2021, didapatkan mass properties sebagai berikut.



Gambar 3.33 Mass Properties of Shaft from Autodesk Inventor



3.14 Perancangan Pasak Pompa Sentrifugal Pasak merupakan salah satu komponen dari pompa sentrifugal yang mana fungsinya adalah untuk mengunci sambungan poros dengan bagian yang berputar dengan poros. Dalam perancangan pasak pompa sentrifugal ini, digunakan jenis pasak terbenam yang mempunyai bentuk penampang segi empat dengan arah memanjang. Untuk material pasak yang digunakan yaitu carbon steel – ASTM A276-98B 420 yang



130



memiliki nilai tegangan tarik (σb) = 650 Mpa (Lampiran 11), sehingga dapat dilakukan perhitungan dimensi pasak sesuai perhitungan berikut.



3.14.1 Perhitungan Lebar Pasak (b) Dimensi pasak ditentukan berdasarkan tabel dimensi standar pasak yang dapat dilihat pada gambar 3.34, dimana dilakukan pendekatan dengan menghitung lebar pasak terlebih dahulu dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑏=



𝑑𝑠ℎ , 𝐦𝐦 4



Diketahui, 𝑑𝑠ℎ = 38 mm Sehngga, didapatkan lebar pasak: 𝑏=



38 mm = 9,5 mm ≈ 10 mm 4



3.14.2 Menentukan Dimensi Pasak Kemudian setelah diketahui lebar pasak, maka dapat dilakukan pemilihan dimensi pasak berdasarkan tabel pada berikut.



131



Gambar 3.34 Tabel Dimensi Standar Pasak 17:10)



Berdasarkan tabel pada gambar 3.34, didapatkan dimensi pasak sebagai berikut: Ukuran nominal pasak



= 10 x 8



Lebar pasak (𝑏)



= 10 mm



Tinggi pasak (ℎ)



= 8 mm



Jari − jari fillet pasak (𝑐)



= 0,5 mm



Tinggi alur pasak pada poros (𝑡1 )



= 5 mm



Tinggi alur pasak pada ℎ𝑢𝑏/𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 (𝑡2 )



= 3,3 mm



Panjang pasak (𝑖)



= 22 s. d 110



132



3.14.3 Perhitungan Panjang Pasak Setelah diperoleh dimensi pasak, ditentukan bahwa range panjang pasak berada pada kisaran 22 s.d. 110 mm. Selanjutnya, panjang pasak perlu untuk ditinjau dari tegangan geser dan tekanan permukaan. A. Ditinjau Terhadap Gaya Geser Gaya tangensial pada permukaan poros pompa sentrifugal dapat digambarkan sebagai berikut.



Gambar 3.35 Gaya Tangensial pada Permukaan Poros



Pada perhitungan sebelumnya, poros menderita momen puntir (T) sebesar 19.708,4 kg.mm, sehingga besarnya gaya tangensial yang terjadi pada permukaan poros dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝐹=



𝑇 𝑑𝑠ℎ /2



Diketahui: 𝑇



= 19.708,4 kg. mm



𝑑𝑠ℎ = 38 mm Sehingga, diketahui gaya tangensial yang bekerja pada poros sebesar: 𝐹=



19.708,4 kg. mm = 1.037,28 kg 38 mm/2



133



Setelah dilakukan perhitungan terhadap besarnya gaya tangensial yang terjadi pada permukaan poros, maka besar tegangan geser yang diizinkan dapat ditentukan dengan mengunakan persamaan berikut. 𝜏𝑘𝑎 =



𝜎𝑏 𝑠𝑓𝑘1 . 𝑠𝑓𝑘2



Diketahui: 𝜎𝑏



= 650 Mpa = 66,28 kg. mm2



𝑠𝑓𝑘1 = 6 𝑠𝑓𝑘2 = 3 Sehingga, didapatkan besar tegangan geser yang diizinkan yaitu: 𝜏𝑘𝑎 =



66,28 kg. mm2 = 3,68 kg/mm2 6. 3



Dengan mengacu pada hasil perhitungan tegangan geser yang diizinkan, maka panjang pasak minimal dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut. 𝜏𝑘𝑎 ≥ 𝑙 ≥



𝐹 𝑏. 𝑙



𝐹 𝑏 . 𝜏𝑘𝑎



Diketahui: 𝐹 𝑏



= 1.037,28kg = 10 mm



𝜏𝑘𝑎 = 3,68 kg/mm2 Sehingga didapatkan panjang pasak berdasarkan tegangan geser yang diizinkan yaitu: 𝑙 ≥



1.037,28 kg 10 mm . 3,68 kg/mm2



𝑙 ≥ 28,19 mm



134



B. Ditinjau Terhadap Tekanan Permukaan Selain dipengaruhi tegangan geser, penentuan panjang pasak juga dipengaruhi oleh tekanan permukaan. Hal ini dikarenakan pasak menerima beban puntir, maka tekanan permukaan pada pasak dibatasi supaya tidak merusak alur pasak pada poros. Dimana batas tekanan permukaan pasak yang diizinkan untuk poros berdiameter kecil yaitu Pa = 8 kg/mm2 dan untuk poros berdiameter besar yaitu Pa = 10 kg/mm2. Sehingga panjang poros dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑃𝑎 ≥ 𝑙 ≥



𝐹 𝑙. 𝑡



𝐹 𝑃𝑎 . (𝑡1 atau 𝑡2 )



Diketahui: 𝐹



= 1.037,28 kg



𝑡1



= 5 mm



𝑡2



= 3,3 mm



𝑃𝑎 = 8 kg/mm2 Sehingga, didapatkan panjang pasak berdasarkan tekanan permukaan yang diizinkan yaitu: 𝑙(𝑡1 ) ≥



1.037,28 kg 8 kg/mm2 . 5 mm



𝑙(𝑡1 ) ≥ 25,93 mm 𝑙(𝑡2 ) ≥



1.037,28 kg 8 kg/mm2 . 3,3 mm



𝑙(𝑡2 ) ≥ 39,29 mm



135



Kemudian setelah diketahui hasil perhitungan panjang pasak terhadap tinjauan terhadap tekanan permukaan yang diizinkan (l ≥ 25,93 mm) dan (l ≥ 39,29 mm), serta tinjauan terhadap tegangan geser yang diizinkan (l ≥ 28,19 mm), maka dengan mengacu pada tabel dimensi standar pasak yang dapat dilihat tabel pada gambar 3.34 maka ditentukanlah panjang pasak yaitu (l) = 55 mm. Setelah dimensi pasak diketahui, maka selanjutnya perlu dilakukan pengecekan. Dimana lebar pasak sebaiknya berada diantara 25% s.d. 35% dari diameter poros, dan panjang pasak (l) sebaiknya berada diantara 75% s.d. 150% dari diameter poros. 𝑏 10 mm = = 26,3 % 𝑑𝑠ℎ 38 mm 𝑙 55 mm = = 144,7 % 𝑑𝑠ℎ 38 mm Hal ini menandakan hasil perancangan dimensi pasak telah memenuhi persyaratan dan aman untuk digunakan.



3.14.4 Menghitung Berat Pasak Untuk mengetahui berat pasak, dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut: Berat 𝑃𝑎𝑠𝑎𝑘 (𝑊𝑘𝑒𝑦 ) = 𝑉𝑜𝑙𝑢𝑚𝑒 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 x 𝐷𝑒𝑛𝑠𝑖𝑡𝑦



1. Menghitung Berat Pasak dengan Solidworks 2020 Setelah dilakukan desain pasak secara tiga dimensi pada aplikasi Solidworks 2020 didapatkan volume total sebesar 4228,32 mm3 =



136



0.000442832 m3. Dengan penggunaan material carbon steel – ASTM A276-98B 420 yang memiliki mechanical properties density = 0,0078 gr/mm3 = 7800 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat pasak: Berat poros (𝑊𝑘𝑒𝑦 ) = 4228.32 mm3 x 0,0078 g/m3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟



= 32,98 gram



Jika dilihat pada kalkulasi berat pasak menggunakan aplikasi Solidworks 2020, didapatkan mass properties sebagai berikut.



Gambar 3.36 Mass Properties of Key from Solidworks



137



2.



Menghitung Berat Pasak dengan Autodesk Inventor 2021 Setelah dilakukan desain pasak secara tiga dimensi pada aplikasi Autodesk Inventor 2021 didapatkan volume total sebesar 4228,32 mm3 = 0.000442832 m3. Dengan penggunaan material carbon steel – ASTM A276-98B 420 yang memiliki mechanical properties density = 0,0078 gr/mm3 = 7800 kg/m3. Sehingga dapat diperkirakan berat pasak: Berat poros (𝑊𝑘𝑒𝑦 ) = 4228.32 mm3 x 0,0078 g/m3 Berat 𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟



= 32,98 gram



Jika dilihat pada kalkulasi berat pasak menggunakan aplikasi Autodesk Inventor 2021, didapatkan mass properties sebagai berikut.



138



Gambar 3.37 Mass Properties of Key from Autodesk Inventor



3.15



Penentuan Coupling Coupling merupakan salah satu elemen mesin yang berfungsi sebagai alat yang



mentransmisikan daya antara dua poros yang berputar. Dalam penentuan coupling berdasarkan John Crane Catalogue Coupling diperlukan nilai rating coupling berdasarkan perhitungan yang melibatkan putaran dan besarnya daya yang ditrasmisikan. Nilai rating coupling dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑅=



𝑃𝑚 . 1000 . 𝑠𝑓 𝑛 139



Diketahui: 𝑃𝑚 = 47,21 HP = 35,21 kW 𝑠𝑓



= 1,0 (berdasarkan gambar 2.10)



𝑛



= 1450 rpm



Sehingga didapatkan rating coupling: 𝑅=



35,21 kW . 1000 . 1,0 = 24,28 kW/1000 rpm 1450 rpm



Setelah didapatkan nilai rating coupling, Kemudian dapat dilakukan pemilihan coupling pada Joh Crane Coupling Catalouge – M Series Diaphragm Couplings, sehingga didapatkan spesifikasi coupling sebagai berikut. Tabel 3.9 Spesifikasi Coupling Item



Specification



Type



Diapharagm coupling



Coupling number



MHSO-0030



Coupling rating



30 kW/1000 rpm



Max. speed



14.000 rpm



DBSE



35,7 mm



Weight Hub



3,41 kg



3.16 Penentuan Bearing Bearing memiliki peranan yang cukup penting pada sistem mekanika karena bearing berfungsi untuk menumpu sebuah poros agar poros dapat berputar tanpa mengalami gesekan yang berlebihan, sehingga putaran atau gerakan dapat berlangsung secara halus, aman dan dapat berumur panjang. Beban statis dan beban dinamis harus mampu ditahan oleh bearing yang digunakan.



140



Dalam melakukan perancangan pompa sentrifugal, digunakan referensi penentuan bearing yang mengacu pada SKF Bearing Catalogue. Jenis bearing dipilih berdasarkan kemampuan untuk menahan beban radial dan beban aksial yang terjadi. Bearing pada pompa sentrifugal akan menerima beban aksial dan beban radial dari impeller. Setelah diketahui dimensi poros, maka poros akan memiliki beban dimana distribusi bebannya dapat digambarkan sebagai berikut.



Gambar 3.38 Distribusi Beban pada Bearing



Yang pada perhitungan yang sebelumnya, telah diketahui bahwa impeller akan menerima gaya aksial sebesar (Fa) = 312,68 kg dan gaya radial (Fr) = 2,78 kg.



3.16.1 Menghitung Reaksi Pada Masing-masing Tumpuan Berdasarkan gambar 3.38, nilai dari tumpuan By dan tumpuan Cy dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 1. Nilai Masing-Masing Jarak dan Beban Berikut merupakan masing-masing jarak antar tumpuan dengan titik beban:



141



a = Jarak titk beban P1 dengan tumpuan bearing B



= 196, 5 mm



b = Jarak titk beban P2 dengan tumpuan bearing B



= 83,5 mm



c = Jarak titk beban P2 dengan tumpuan bearing C



= 83,5 mm



d = Jarak tumpuan bearing B dengan tumpuan bearing C



= 167 mm



e = Jarak titk beban P3 dengan tumpuan bearing C



= 95 mm



2. Menghitung Nilai Beban P1 𝑃1 = 𝐹𝑟 + 𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 + 𝑊𝑝𝑜𝑟𝑜𝑠 𝑏𝑎𝑔𝑖𝑎𝑛 𝑑𝑒𝑝𝑎𝑛 𝜋 2 𝑃1 = 𝐹𝑟 + 𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 + ( . 𝑑𝑠1 . 𝐿𝑠1 . 𝜌𝑠ℎ ) 4 Diketahui: 𝐹𝑟



= 2,78 kg



𝑊𝑖𝑚𝑝𝑒𝑙𝑙𝑒𝑟 = 11,349 kg 𝑑𝑠1



= 38 mm = 0,038 m



𝐿𝑠1



= 78 mm = 0,078 m



𝜌𝑠ℎ



= 𝐷𝑒𝑛𝑠𝑖𝑡𝑦 poros = 7.800 kg/m3



Sehingga, 𝜋 𝑃1 = 2,78 + 11,349 kg + ( . (0,038 m)2 . 0,078 m . 7.800 kg/m2 ) 4 𝑃1 = 14,82 kg 3. Menghitung Nilai Beban P2 𝑃2 = 𝑊𝑝𝑜𝑟𝑜𝑠 𝑏𝑎𝑔𝑖𝑎𝑛 𝑡𝑒𝑛𝑔𝑎ℎ 𝑃2 =



𝜋 2 . 𝑑𝑠4 . 𝐿𝑠4 . 𝜌𝑠ℎ 4



Diketahui: 𝑑𝑠4 𝐿𝑠4



= 77 mm = 0,077 m = 134 mm = 0,134 m



142



𝜌𝑠ℎ



= 𝐷𝑒𝑛𝑠𝑖𝑡𝑦 poros = 7.800 kg/m3



Sehingga, 𝜋 𝑃2 = + ( . (0,077 m)2 . 0,134 m . 7.800 kg/m2 ) 4 𝑃2 = 4,86 kg 4. Menghitung Nilai Beban P3 𝑃3 = 𝑊𝑐𝑜𝑢𝑝𝑙𝑖𝑛𝑔 + 𝑊𝑝𝑜𝑟𝑜𝑠 𝑏𝑎𝑔𝑖𝑎𝑛 𝑏𝑒𝑙𝑎𝑘𝑎𝑛𝑔 𝜋 2 𝑃3 = 𝑊𝑐𝑜𝑢𝑝𝑙𝑖𝑛𝑔 + ( . 𝑑𝑠6 . 𝐿𝑠6 . 𝜌𝑠ℎ ) 4 Diketahui: 𝑊𝑐𝑜𝑢𝑝𝑙𝑖𝑛𝑔 = 3,41 kg (berdasarkan spesifikasi 𝑐𝑜𝑢𝑝𝑙𝑖𝑛𝑔 − hal. 138 𝑑𝑠6



= 42 mm = 0,042 m



𝐿𝑠6



= 115 mm = 0,115 m



𝜌𝑠ℎ



= 𝐷𝑒𝑛𝑠𝑖𝑡𝑦 poros = 7.800 kg/m3



Sehingga, 𝜋 𝑃1 = 3,41 kg + ( . (0,042 m)2 . 0,115 m . 7.800 kg/m2 ) 4 𝑃1 = 4,65 kg 5. Reaksi pada Tumpuan By Nilai reaksi pada bearing B dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝐶𝑦 = 0 −[𝑃1 . (𝑎 + 𝑑)] + [𝐵𝑦 . 𝑑] − [𝑃2 . 𝑐] + [𝑃3 . 𝑒] = 0 𝐵𝑦 =



[𝑃1 . (𝑎 + 𝑑)] + [𝑃2 . 𝑐] − [𝑃3 . 𝑒] 𝑑



143



𝐵𝑦 =



[14,82 . (196,5 + 167)] + [4,86 . 83,5] − [4,65 . 95] 167



𝐵𝑦 = 32,04 kg (↑)



6. Reaksi pada Tumpuan Cy Nilai reaksi pada bearing C dapat dihitung dengan persamaan berikut. 𝐵𝑦 = 0 −[𝑃1 . 𝑎] + [𝑃2 . 𝑏] − [𝐶𝑦 . 𝑑] + [𝑃3 . (𝑒 + 𝑑)] = 0 𝐶𝑦 =



−[𝑃1 . 𝑎] + [𝑃2 . 𝑏] + [𝑃3 . (𝑒 + 𝑑)] 𝑑



𝐶𝑦 =



−[14,82 . 196,5] + [4,86 . 83,5] + [4,65 . (95 + 167)] 167



𝐶𝑦 = −7,71 kg (↓)



3.16.2 Menentukan Inboard dan outboard Bearing Inboard bearing merupakan sebuah bearing yang posisinya berdekatan dengan impeller. Sedangkan outboard bearing adalah bearing yang posisinya berdekatan dengan coupling. Arah beban merupakan faktor utama dalam pemilihan jenis bearing, dimana beban pada sebuah bearing merupakan kombinasi dari beban radial maupun beban aksial.



144



Gambar 3.39 Direction of Load yang Terjadi pada Bearing 14:78)



Dengan mengacu pada gambar 3.39, serta pertimbangan beban yang terjadi dalam pompa sentrifugal, dan juga mempertimbangkan dalam efisiensi dan kemudahan dalam perancangan maka dalam perancangan pompa sentrifugal ini direncanakan menggunakan jenis bearing untuk inboard dan outboard akan menggunakan jenis bearing yang sama yaitu single row deep groove ball bearing, dengan spesifikasi sebagai berikut. Tabel 3.10 Spesifikasi Inboard dan Outboard Bearing Item



Specification



Manufacturer



SKF



Type



Single row deep groove ball bearing



Serial number



6313-2RS1



Shaft diameter (dsh)



65 mm



Rating beban statis (C0)



60 kN



Rating beban dinamis (C)



97,5 kN



Calculation factors (f0)



13,2



145



Gambar 3.40 Single Row Deep Groove Ball Bearing 14:284)



1. Menghitung Beban Dinamis Equivalent (P) Nilai beban dinamis equivalent (P) untuk deep groove ball bearing dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝐹𝑎/𝐹𝑟 ≤ 𝑒 → 𝑃 = 𝐹𝑟 𝐹𝑎/𝐹𝑟 > 𝑒 → 𝑃 = 𝑋 . 𝐹𝑟 + 𝑌 . 𝐹𝑎 Dimana: 𝐹𝑎



= 3,08 kN



𝐹𝑟=By



= 32,04 kg = 0,3204 kN



𝐹𝑎/𝐹𝑟



= 9,58



𝐶𝑜



= 60 kN



𝑓0



= 13,2



𝑓0 . 𝐹𝑎/𝐶0



= 0,6776



146



Gambar 3.41 Tabel Calculation Factors for Deep Groove Ball Bearing 14:257)



Dengan mengacu pada gambar 3.41 diperoleh: 𝑒 = 𝐿𝑖𝑚𝑖𝑡 𝑓𝑜𝑟 𝑡ℎ𝑒 𝑙𝑜𝑎𝑑 𝑟𝑎𝑡𝑖𝑜 𝑑𝑒𝑝𝑒𝑛𝑑𝑖𝑛𝑔 𝑜𝑛 𝑡ℎ𝑒 𝑟𝑒𝑙𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛𝑠ℎ𝑖𝑝 𝑒 = 0,259 Sehingga: 𝐹𝑎/𝐹𝑟 > 𝑒 9,58 > 0,259 Berdasarkan ketentuan di atas maka: 𝑃 = 𝑋 . 𝐹𝑟 + 𝑌 . 𝐹𝑎 Diketahui: 𝐹𝑎



= 3,08 kN



𝐹𝑟



= 0,3204 kN



𝑋



= 0,56



𝑌



= 1,71



147



Sehingga, didapatkan nilai beban dinamis equivalent (P): 𝑃 = 0,56 . 0,3204 kN + 1,71 . 3,08 kN = 5,45 kN



2. Menghitung Basic Rating Life Bearing (L10h) Nilai basic life bearing (L10h) dari penggunaan deep groove ball bearing dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝐿1𝑜ℎ



𝐶 𝑝 106 =( ) . 𝑝 60 . 𝑛



Diketahui: 𝐶 = 97,5 kN 𝑃 = 5,45 kN 𝑝 = 𝐸𝑥𝑝𝑜𝑛𝑒𝑛𝑡 𝑜𝑓 𝑡ℎ𝑒 𝑙𝑖𝑓𝑒 𝑒𝑞𝑢𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛 − 3 (untuk 𝑏𝑎𝑙𝑙 𝑏𝑒𝑎𝑟𝑖𝑛𝑔) 𝑛 = 1450 rpm Sehingga, didapatkan basic rating life bearing: 𝐿1𝑜ℎ



97,5 kN 3 106 ) . =( = 65.812 jam 5,45 kN 60 . 1450 rpm



Perhitungan diatas menunjukan besarnya nilai basic rating life bearing pada kondisi Q/Qn = 1 dengan besar gaya radial yang diberikan impeller (Fr) sebesar 2,78 kg, sehingga didapatkan L10h = 65.812 jam atau setara dengan 8 tahun. Jika dilakukan perhitungan kembali terhadap basic rating life bearing pada kondisi Q/Qn = 0 dengan besar gaya radial yang diberikan impeller (Fr) sebesar 52,77 kg, akan didapatkan L10h = 47.871 jam atau setara 5 tahun 5 bulan. Jika dilihat pada SKF catalogue, petunjuk untuk pemilihan bearing berdasarkan basic rating life bearing pada peralatan yang beoperasi secara kontinyu selama 24 jam seperti pompa, Basic rating life bearing dibatasi 148



minimal 43.800 jam atau sekitar 5 tahun (kondisi maintenance free period), maka penggunaan bearing berdasarkan basic rating life bearing pada dua kondisi diatas aman.



3. Menghitung Beban Statis Equivalent (P0) Nilai beban statis equivalent (P0) untuk deep groove ball bearing dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑃0 = 0,6 . 𝐹𝑟 + 0,5 . 𝐹𝑎 𝑃0 < 𝐹𝑟 → 𝑃0 = 𝐹𝑟 Diketahui: 𝐹𝑎 𝐹𝑟



= 3,08 kN = 0,3204 kN



Sehingga didapatkan nilai P0: 𝑃0 = 0,6 . 0,3204 kN + 0,5 . 3,08 kN = 2,008 kN Berdasarkan perhitungan di atas didapatkan nilai 𝑃0 > 𝐹𝑟 Maka, nilai beban statis equivalent (P0): 𝑃0 = 2,008 kN 4. Menghitung Rating Beban Statis (C0) Nilai rating beban statis yang terjadi (C0) dapat ditentukan dengan menggunakan persamaan static safety factor (S0) berikut. 𝑆0 =



𝐶0 𝑃0



𝐶0 = 𝑆0 . 𝑃0



149



Diketahui: 𝑆0 = 1,5 (berdasarkan gambar 2.21) 𝑃0 = 2,008 kN Sehingga, nilai rating beban statis yang terjadi (C0) yaitu: 𝐶0 = 1,5 . 2,002 kN = 3 kN Jika dilihat Pada perhitungan diatas nilai rating beban statis pada kondisi Q/Qn = 1 dengan besar gaya radial yang diberikan impeller (Fr) = 2,78 kg didapatkan C0 = 3 kN. Kemudian jika dilakukan perhitungan kembali terhadap rating beban statis pada kondisi Q/Qn = 0 dengan besar gaya radial yang diberkan impeller (Fr) = 52,77 kg, maka akan didapatkan C0 = 3,83 kN. Nilai rating beban statis yang terjadi (C0) pada dua kondisi diatas, masih berada dibawah dari spesifikasi rating beban statis bearing (C0) = 60 kN. Maka penggunaan bearing berdasarkan rating beban statis pada dua kondisi diatas aman.



3.17 Pemilihan Pelumas Bearing Tahap pertama dalam pemilihan pelumasan yaitu apakah bearing akan menggunakan pelumasan oil atau grease.



3.17.1 Pemilihan Oil Pelumas Dengan mengacu pada Rolling Bearing SKF Catalogue, tahap pemilihan pelumasan oil untuk bearing yaitu dengan menentukan kekentalan berdasarkan diameter rata-rata dan putarannya, kemudian dari kekentalan tersebut disesuaikan dengan temperatur operasi pelumasan sehingga didapatkan jenis pelumas bearing yang sesuai. 150



1.



Menghitung Diameter Rata-Rata Bearing Untuk menentukan diameter rata-rata bearing dapat digunakan persamaan berikut. 𝑑𝑚 =



(𝐷 + 𝑑) 2



Diketahui: 𝐷 𝑑



= 140 mm (berdasarkan lampiran 14) = 65 mm (berdasarkan lampiran 14)



Sehingga, didapatkan diameter bearing rata-rata yaitu: 𝑑𝑚 =



(140 mm + 65 mm) = 102,5 mm 2



Gambar 3.42 Grafik Rated Viscosity Pelumas Bearing 14:101) 151



Berdasarkan grafik pada gambar 3.42 dengan menghubungkan diameter ratarata (dm) = 102,5 mm pada putaran 1.450 rpm diperoleh nilai kekentalan oli pelumas pada temperatur operasi yaitu 9,5 mm2/s.



Gambar 3.43 Grafik ISO VG Pelumas Bearing 14:100)



Setelah didapatkan kekentalan pelumas pada temperatur operasi, berdasarkan grafik pada gambar 3.43 dengan menghubungkan antara kekentalan 9,5 mm2/s dan temperatur operasi ±90 oC, maka diperoleh jenis pelumas bearing yang sesuai yaitu ISO VG (International Standards Organizations Viscosity Grade) 46.



152



3.17.2 Pemilihan Grease Untuk menentukan grease yang sesuai jenis bearing yang digunakan, dapat dilakukan dengan menggunakan plaform SKF yang tersedia secara online di situs www.skf.com/group/support/engineering-tools/lubeselect-for-skf-greases,



dengan



memasukkan data-data jenis bearing dan kondisi operasi bearing yang digunakan.



Gambar 3.44 Aplikasi Online SKF untuk Pemilihan Grease 20:…)



Setelah memasukkan data-data diantaranya, jenis bearing yang akan digunakan beserta kondisi operasinya, kemudian diperoleh 3 pilihan grease seperti yang ditunjukkan pada gambar berikut.



153



Gambar 3.45 Grease yang Sesuai untuk Bearing 6313-2RS1 20:…)



Berdasarkan aplikasi SKF, untuk bearing 6313-2RS1 pada kondisi operasi tertentu, didapat rating grease yang tertinggi yaitu LGHP2 yang memiliki umur (grease life) yang lebih lama yaitu 8.900 jam, sehingga memiliki interval untuk relubrication yang lebih lama. Dari hasil pertimbangan tersebut, grease LGHP2 sesuai untuk digunakan sebagai pelumas. Berikut merupakan spesifikasi grease LGHP2. Dalam banyak kasus, grease lebih banyak dipilih untuk pelumas bearing daripada oil, dikarenakan pertimbangan efktifitas biaya yang lebih murah dan grease lebih sederhana, karena grease lebih mudah ditahan dalam bearing dan housing, sehingga tidak membutuhkan pengaturan seal yang rumit seperti pelumas oil. Kecuali terdapat keadaan-keadaan tertentu dimana yang mengharuskan untuk lebih menggunakan pelumas oil daripada grease, dimana keadaan-keadaan tersebut antara lain: 1.



Kondisi operasi yang mana interval relubrication grease terlalu pendek daripada oil;



2.



Diperlukannya heat removal melalui circulating oil;



154



3.



Membersihkan atau menghilangkan bekas grease menjadi tidak praktis atau mahal untuk ditangani.



Berdasarkan pertimbangan-pertimbangan tersebut, maka dalam perancangan pompa sentrifugal ini dipilihlah sistem pelumasan bearing menggunakan grease LGHP2. Berikut merupakan spesifikasi grease LGHP2.



Gambar 3.46 Details of LGHP2 from SKF 20:…)



155



IV. 4.1



TINJAUAN EKONOMI



Tinjauan Ekonomi Dalam penyusunan skripsi ini dilakukan tinjauan ekonomi dengan tujuan untuk



melakukan evaluasi apakah proyek penggantian pompa sentrifugal dengan spesifikasi yang telah dirancang layak untuk diteruskan atau tidak jika ditinjau dari segi ekonominya.



4.2



Memperkirakan Harga Pompa Sentrifugal di Pasaran Dalam memperkirakan harga pompa, penentuan harganya didasarkan pada



kapasitas dan jenis pompa, kemudian harga yang didapat dikalikan dengan material yang digunakan, dan tekanan pompa. Berikut merupakan harga pompa yang didapat berdasarkan gambar grafik dibawah ini.



Gambar 4.1 Grafik Penentuan Harga Pompa (Januari 2002) 13:519)



Berdasarkan grafik pada gambar 4.1, dimana pompa sentrifugal dengan data spesifikasi berikut: Kapasitas (Q)



= 229,8 m3 /jam



Pressure



= 1.035 kPa



Material



= 𝐶𝑎𝑠𝑡 iron



= 0,0638 m3 /s



Sehingga, didapatkan: Purchased cost



= US$ 6.000



Pressure adjustment factor



= 1,0



Material adjustment factor



= 1,0



Maka, didapatkan harga pompa sentrifugal pada tahun 2002 yaitu: 𝑃𝑢𝑚𝑝 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2002 = US$ 6.000 . 1,0 . 1,0 = US$ 6.000 Kemudian, jika dikonversi ke rupiah dengan kurs rupiah saat ini (16 April 2021), adalah sebesar US$ 1 = Rp. 14.571 Maka didapatkan harga pompa dalam kurs rupiah sebesar: 𝑃𝑢𝑚𝑝 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2002 = US$ 6.000 . Rp. 14.571 = Rp. 87.426.000



4.2.1



Memperkirakan Harga Pompa Sentrifugal Tahun 2021 Dikarenakan grafik pada gambar 4.1 dikeluarkan pada Januari 2002, maka



untuk mengetahui harga pompa pada tahun 2021 perlu diketahui indeks inflasi harga pompa pada tahun 2021. Untuk besaran indeks inflasi dapat diketahui nilainya dengan pendekatan regresi linier dengan menggunakan grafik harga peralatan dari data tahun 2002 dengan tingkat inflasi peralatan refinery yang diketahui, hasil regresi linier pada tahun 2021. Nilai indeks inflasi didapat dari Nelson-Farrar Cost Indexes.



157



Gambar 4.2 Nelson-Farrar Cost Indexes for Pumps



Pada gambar 4.2 tersebut tidak menunjukkan nilai indeks pada tahun 2002 maupun 2021, maka untuk mengetahui nilai indeks pada tahun tersebut dapat dicari menggunakan persamaan regresi linier. 1.



Mencari Persamaan 𝑦 ′ = 𝑎 + 𝑏𝑥 𝑛 = Jumlah data observasi = 4 𝑇𝑚 = Nilai tengah =



2015 + 2016 = 2015,5 2



Tabel 4.1 Regresi Linier Harga Pompa Sentrifugal Tahun (Ti) 2014 2015 2016 2017 Total



X (TiTm)



-1,5 -0,5 0,5 1,5 0,00



Index (y) 2.271,9 3.313,6 2.333,2 2.365,3 9.284



(xy)2



xy



x2



-3.407,85 11.613.441,623 2,25 -1.156,80 1.338.186,240 0,25 1.166,60 1.360.955,560 0,25 3.547,95 12.587.949,203 2,25 149,9 26.900.532,626 5



158



y2 5.161.529,61 5.352.744,96 5.443.822,24 5.594.644,09 21.552.740,9



Berdasrkan nilai dari tabel di atas, maka dapat digunakan persamaan regresi linier sebagai berikut. ∑𝑦 . ∑𝑥 2 − ∑𝑥 . ∑𝑥𝑦 (9.284 . 5) − (0 . 149,9) 𝑎= = = 2.321 (4 . 5) − 02 𝑛 . ∑𝑥 2 − (∑𝑥)2 𝑏=



𝑛 . ∑𝑥𝑦 − ∑𝑥 . ∑𝑦 (4 . 149,9) − (0 . 9.284) = = 29,98 (4 . 5) − 02 𝑛 . ∑𝑥 2 − (∑𝑥)2



Sehingga, nilai y’ = a + bx yaitu: 𝑦 ′ = 2.321 + 29,98𝑥



2.



Mencari Koefisien Korelasi (r) Untuk memenuhi persyaratan dalam menghitung cost index, maka nilai koefisien relasi (r) harus mendekati 1, sehingga 𝑟=



𝑟=



𝑛 . ∑𝑥𝑦 − ∑𝑥 . ∑𝑦 √𝑛 . ∑𝑥 2 − (∑𝑥)2 . √𝑛 . ∑𝑦 2 − (∑𝑦)2 (4 . 149,9) − (0 . 9.284) √(4 . 5) − 02 . √4 . 21.552.740,9 − 9.2842



𝑟 = 0,991 (𝐌𝐞𝐦𝐞𝐧𝐮𝐡𝐢 𝐬𝐲𝐚𝐫𝐚𝐭) Jadi, regresi dari hasil perhitungan di atas bisa digunakan untuk menghitung nilai index karena nilai koefisien korelasi (r) mendekati 1.



3.



Mencari Cost Index pada Tahun 2002 𝑥 = 𝑇𝑖 − 𝑇𝑚 = 2002 − 2015,5 = −13,5 Sehingga, cost index untuk tahun 2002, yaitu: 𝑦 ′ = 2.321 + 29,98 (−13,5) = 1.916,3



159



4.



Mencari Cost Index pada Tahun 2021 𝑥 = 𝑇𝑖 − 𝑇𝑚 = 2021 − 2015,5 = 5,5 Sehingga, cost index untuk tahun 2021, yaitu: 𝑦 ′ = 2.321 + 29,98 (5,5) = 2.485,89



Cost Index



Grafik Cost Index



1962



1965



1970



1975



1980



1985



1990



1995



2000



2005



2010



2015



2021



Tahun Harga Pompa/5 Tahun



Linear (Harga Pompa/5 Tahun)



Gambar 4.3 Grafik Cost Index Pompa Sentrifugal Tahun 1962 s.d. 2021



Jika dilihat pada grafik diatas garis kontinyu merupakan interpretasi dari harga pompa per lima tahun sejak tahun 1962 hingga tahun 2021. Sedangkan untuk garis putus putus merupakan garis linear dari peningkatan harga pompa sejak tahun 1962 hingga tahun 2021. Berdasarkan data-data di atas, maka dapat diketahui harga pompa sentrifugal pada tahun 2021 dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑃𝑢𝑚𝑝 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2021 = 𝑃𝑢𝑚𝑝 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2002 .



𝑖𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2021 𝑖𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2002



Diketahui: 𝑃𝑢𝑚𝑝 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2002 = US$ 6.000 𝐼𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2021



= 2.485,89



160



𝐼𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2002



= 1.916,27



Sehingga, harga pompa sentrifugal pada tahun 2021 yaitu: 𝑃𝑢𝑚𝑝 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2021 = US$ 6.000 .



2.485,89 1.916,27



𝑃𝑢𝑚𝑝 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2021 = US$ 7.783,53 = Rp. 113.413.815,6



4.3



Memperkirakan Harga Motor Listrik Pompa Sentrifugal di Pasaran Dikarenakan motor listrik pada pompa yang lama juga telah mengalami



kerusakan, maka dalam skripsi ini akan dicantumkan juga untuk melakukan pengadaan motor listrik baru.



Gambar 4.4 Kondisi Motor Listrik yang Lama



Dalam penentuan harga motor listrik nilainya didasarkan pada daya yang ditransmisikan dan jenis motor listriknya. Berikut merupakan perhitungan harga motor listrik.



161



Gambar 4.5 Grafik Penentuan Harga Motor Listrik (Januari 2002) 13:520)



Mengacu pada grafik di atas, dimana dibutuhkan motor listrik dengan spesifikasi berikut: Delivered power



= 35,21 kW



Type



= 𝐸𝑛𝑐𝑙𝑜𝑠𝑒𝑑, 𝑓𝑎𝑛 𝑐𝑜𝑜𝑙𝑒𝑑



Sehingga, didapatkan harga motor listrik sebesar US$ 2.800 = Rp. 40.798.800



4.3.1



Memperkirakan Harga Motor Listrik Pompa Sentrifugal Tahun 2021 Dikarenakan grafik pada gambar 4.5 dikeluarkan pada Januari 2002, maka dalam



menentukan harga motor listrik pada tahun 2021 perlu diketahui nilai indeks inflasi harga motor listrik tahun 2021. Indeks inflasi nilainya dapat diketahui dengan cara regresi linier dengan menggunakan grafik harga peralatan dari data tahun 2002 dengan tingkat inflasi



162



peralatan refinery yang diketahui, hasil regresi linier pada tahun 2021. Nilai indeks inflasi didapat dari Nelson-Farrar Cost Indexes.



Gambar 4.6 Nelson-Farrar Cost Indexes for Electrical Machinery



Pada gambar di atas tidak menampilkan nilai indeks pada tahun 2002 maupun 2021, maka untuk mengetahui nilai indeks pada tahun tersebut dapat dicari menggunakan persamaan regresi linier.



1.



Mencari Persamaan 𝑦 ′ = 𝑎 + 𝑏𝑥 𝑛 = Jumlah data observasi = 4 𝑇𝑚 = Nilai tengah =



2014 + 2015 = 2014,5 2



163



Tabel 4.2 Regresi Linier Harga Motor Listrik Tahun (Ti) 2013 2014 2015 2016 Total



X (TiTm)



-1,5 -0,5 0,5 1,5 0,0



Index (y)



xy



(xy)2



x2



y2



516,7 515,8 515,5 513,2 2.061,2



-775,05 -257,90 257,75 769,80 -5,4



600702,503 66.512,410 66.435,063 592.592,040 1.326.242,016



2,25 0,25 0,25 2,25 5,0



266.978,89 266.049,64 265.740,25 263.374,24 1.062.143,02



Dengan menggunakan nilai pada tabel di atas, maka dapat digunakan persamaan regresi linier sebagai berikut. 𝑎=



∑𝑦 . ∑𝑥 2 − ∑𝑥 . ∑𝑥𝑦 (2.061,2 . 5) − (0 . −5,4) = = 515,3 (4 . 5) − 02 𝑛 . ∑𝑥 2 − (∑𝑥)2



𝑏=



𝑛 . ∑𝑥𝑦 − ∑𝑥 . ∑𝑦 (4 . −5,4) − (0 . 2.061,2) = = −1,08 (4 . 5) − 02 𝑛 . ∑𝑥 2 − (∑𝑥)2



Sehingga, nilai y’ = a + bx yaitu: 𝑦 ′ = 515,3 + (−1,08)𝑥



2.



Mencari Koefisien Korelasi (r) Untuk memenuhi persyaratan dalam melakukan perhitungan cost index, maka nilai koefisien relasi (r) harus mendekati 1, sehingga: 𝑟=



𝑟=



𝑛 .∑𝑥𝑦−∑𝑥 . ∑𝑦 √𝑛 .



∑𝑥 2 −(∑𝑥)2



. √𝑛 . ∑𝑦 2 −(∑𝑦)2



(4 . 2,1) − (0 . 2.061) √(4 . 5) − 02 . √4 . 1.061.936,38 − 2.0612



𝑟 = − 0,936 (𝐌𝐞𝐦𝐞𝐧𝐮𝐡𝐢 𝐬𝐲𝐚𝐫𝐚𝐭) Jadi, regresi ini bisa digunakan untuk menghitung nilai index karena nilai koefisien korelasi (r) mendekati -1.



164



3.



Mencari Cost Index pada Tahun 2002 𝑥 = 𝑇𝑖 − 𝑇𝑚 = 2002 − 2014,5 = −12,5 Sehingga, cost index untuk tahun 2002, yaitu: 𝑦 ′ = 515,3 + 1,08 (−12,5) = 528,8



4.



Mencari Cost Index pada Tahun 2021 𝑥 = 𝑇𝑖 − 𝑇𝑚 = 2021 − 2014,5 = 6,5 Sehingga, cost index untuk tahun 2021, yaitu: 𝑦 ′ = 515,3 + (−1,08) . (6,5) = 508,28



Grafik Cost Index 700



Cost Index



600 500 400 300 200 100 0 1962



1980



2013



2014



2015



2016



2021



Tahun Harga Motor Listrik Sejak Tahun 1962 Linear (Harga Motor Listrik Sejak Tahun 1962)



Gambar 4.7 Grafik Cost Index Motor Listrik Tahun 1962 s.d. 2021



Jika dilihat pada grafik diatas garis kontinyu merupakan interpretasi dari harga motor listrik sejak tahun 1962 hingga tahun 2021. Sedangkan untuk garis putus putus merupakan garis linear dari peningkatan harga pompa sejak tahun 1962 hingga tahun 2021.



165



Berdasarkan data-data tersebut, maka nilainya dapat digunakan untuk menentukan harga motor listrik pada tahun 2021 dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2021 = 𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2002 .



𝑖𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2021 𝑖𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2002



Diketahui: 𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2002 = US$ 2.800 𝐼𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2021



= 528,8



𝐼𝑛𝑑𝑒𝑥 𝑎𝑡 2002



= 508,28



Sehingga, harga motor listrik pada tahun 2021 yaitu: 𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2021 = US$ 2.800 .



528,8 508,28



𝑀𝑜𝑡𝑜𝑟 𝑐𝑜𝑠𝑡 𝑎𝑡 2021 = US$ 2.691,35 = Rp. 39.215.660,85



4.4



Biaya Pengiriman Alat Ketika melakukan pembelian suatu equipment, nilai purchase equipment



delivery (sampai tempat tujuan) harus disertakan juga. Nilainya adalah sekitar 10% dari purchase equipment cost.



1.



Biaya Pengiriman Pompa Sentrifugal 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞𝑢𝑖𝑝. 𝑑𝑒𝑙𝑖𝑣𝑒𝑟𝑦 = 10% . US$ 7.783,53 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞𝑢𝑖𝑝. 𝑑𝑒𝑙𝑖𝑣𝑒𝑟𝑦 = US$ 778,35 Sehingga, didapatkan total cost pompa sentrifgal sebesar: 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑝𝑢𝑚𝑝) = 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞. 𝑐𝑜𝑠𝑡 + 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞. 𝑑𝑒𝑙𝑖𝑣𝑒𝑟𝑦 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑝𝑢𝑚𝑝) = US$ 7.783,53 + US$ 778,35 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑝𝑢𝑚𝑝) = US$ 8.561,88 = Rp. 124.755.153,5



166



2.



Biaya Pengiriman Motor Listrik 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞𝑢𝑖𝑝. 𝑑𝑒𝑙𝑖𝑣𝑒𝑟𝑦 = 10% . US$ 2.691,35 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞𝑢𝑖𝑝. 𝑑𝑒𝑙𝑖𝑣𝑒𝑟𝑦 = US$ 269,14 Sehingga, didapatkan total cost untuk motor listrik sebesar: 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟) = 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞. 𝑐𝑜𝑠𝑡 + 𝑃𝑢𝑟𝑐ℎ𝑎𝑠𝑒 𝑒𝑞. 𝑑𝑒𝑙𝑖𝑣𝑒𝑟𝑦 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟) = US$ 2.691,35 + US$ 269,14 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟) = US$ 2.960,49 = Rp. 43.137.299,79



Sehingga total investasi yang harus dikeluarkan untuk melakukan pengadaan unit pompa dan motor listrik baru yaitu: 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑖𝑛𝑣𝑒𝑠𝑡𝑎𝑠𝑖 = 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑝𝑢𝑚𝑝) + 𝑇𝑜𝑡𝑎𝑙 𝑐𝑜𝑠𝑡(𝑚𝑜𝑡𝑜𝑟) = Rp. 124.755.153,5 + Rp. 43.137.299,79 = Rp. 167.892.453,3 Jika dibandingkan dengan total cost overhoul pompa ETA-N 150 x 125- 400 di PT. Torishima Guna Engineering yang mencapai Rp.310.500.000 (termasuk fabrikasi part-part baru, mesin, FAT dan lain-lain), maka secara tinjauan ekonomi ini layak untuk digunakan.



4.5



Keuntungan Setelah melakukan perancangan ulang pompa sentrifugal, maka didapatkan



penghematan pemakaian daya sebagai berikut. Pemakaian daya sebelum 𝑟𝑒𝑑𝑒𝑠𝑖𝑔𝑛 = 37 kW Pemakaian daya setelah 𝑟𝑒𝑑𝑒𝑠𝑖𝑔𝑛 = 35,21 kW Total penghematan daya = 37 kW − 35,21 kW = 1,79 kW



167



Dengan mengacu pada ketetapan Kementerian ESDM tentang besaran tarif listrik oleh PLN pada tahun 2021, dimana untuk konsumen industri skala menengah yang termasuk golongan I-3/TM dikenakan biaya pemakaian Rp. 1.115/kWh. Maka didapatkan total penghematan pemakaian daya sebesar: Total penghematan daya = 1,79 kW . Rp. 1.115/kWh = Rp. 1995,85, −/jam = Rp. 17.495.621, −/tahun



4.6



Waktu Pengembalian Modal (Pay Out Time) Untuk mengetahui jangka waktu pengembalian modal yang diperlukan dalam



penggantian pompa dan motor listrik maka dapat dihitung dengan menggunakan persamaan berikut. 𝑃𝑂𝑇 =



Biaya investasi Profit/tahun



Diketahui: Biaya investasi = Rp. 167.892.453 𝑃𝑟𝑜𝑓𝑖𝑡/𝑡𝑎ℎ𝑢𝑛



= Rp. 17.495.621, −/tahun



Tanpa memperhitungkan bunga bank, waktu yang dibutuhkan untuk mengembalikan modal/investasi didapat dengan cara membandingkan biaya investasi yang dikeluarkan dengan keuntungan yang didapat dari penggantian pompa dan motor listrik, sehingga dapat dihitung sebagai berikut: 𝑃𝑂𝑇 =



Rp. 167.892.453 = 9 tahun 6 bulan Rp. 17.495.621, −/tahun



Berdasarkan perhitungan di atas, nilai POT = 9 tahun 6 bulan. Dimana biaya investasi kembali < 20 tahun (umur desain peralatan), sehingga investasi pompa sentrifugal ini layak untuk dilanjutkan.



168



V. 5.1



PENUTUP



Kesimpulan Setelah dilakukan perhitungan rancang bangun pompa sentrifugal beserta



tinjauan nilai keekonomiannya menggunakan persamaan-persamaan yang ada, maka dapat diambil kesimpulan sebagai berikut: 1. Data Spesifikasi Pompa •



Jumlah stage



: Single stage



•



Kapasitas



: 229,8 m3/h



•



Head



: 37 m



•



Putaran



: 1.450 rpm



•



Efisiensi Overall



: 80%



•



Daya Pompa



: 29,34 kW



•



Fluida



: Fresh water



•



Temperatur



: Ambient



•



Density



: 1000 kg/m3



2. Dimensi Impeller •



Material



: UNS C95200



•



Tipe impeller



: Low specific speed impeller



•



Jumlah sudu



: 7 buah



•



Lubang diameter poros impeller



: 38 mm



•



Diameter depan hub



: 53 mm



•



Diameter belakang hub



: 57 mm



•



Diameter masuk impeller



: 154 mm



•



Diameter impeller bagian dalam



: 154 mm



•



Diameter impeller bagian luar



: 343 mm



•



Lebar laluan impeller sisi dalam



: 46 mm



•



Lebar laluan impeller sisi luar



: 22 mm



•



Tebal sudu



: 6 mm



•



Jarak antar sudu bagian dalam



: 69 mm



•



Jarak antar sudu bagian luar



: 154 mm



•



Perpotongan tebal sudu sisi dalam



: 18 mm



•



Perpotongan tebal sudu sisi luar



: 12 mm



•



Volume total impeller



: 1485448,1 mm3



•



Berat impeller



: 11,349 kg



3. Dimensi Volute Chamber •



Material



: ASTM A48 Class No. 40



•



Diameter Lidah Volute



: 350 mm



•



Lebar Laluan Lidah Volute



: 26 mm



•



Diameter Section No.1



: 187 mm



•



Diameter Section No.2



: 201 mm



•



Diameter Section No.3



: 213 mm



•



Diameter Section No.4



: 221 mm



•



Diameter Section No.5



: 229 mm



170



•



Diameter Section No.6



: 236 mm



•



Diameter Section No.7



: 242 mm



•



Diameter Section No.8



: 248 mm



•



Diameter Section No.9



: 254 mm



•



Volume total volute chamber



: 7431279,03 mm3



•



Berat volute chamber



: 55,73 kg



4. Dimensi Poros •



Material



: ASTM A276-98B 420



•



Diameter poros Bagian 1



: 38 mm



•



Diameter poros Bagian 2



: 43 mm



•



Diameter poros Bagian 3



: 65 mm



•



Diameter poros Bagian 4



: 77 mm



•



Diameter poros Bagian 5



: 65 mm



•



Diameter poros Bagian 6



: 42 mm



•



Panjang poros Bagian 1



: 78 mm



•



Panjang poros Bagian 2



: 120 mm



•



Panjang poros Bagian 3



: 54 mm



•



Panjang poros Bagian 4



: 134 mm



•



Panjang poros Bagian 5



: 54 mm



•



Panjang poros Bagian 6



: 115 mm



•



Volume Total Poros



: 1400516,62 mm3



•



Berat Poros



: 10,92 kg



171



5. Dimensi Pasak •



Material



: ASTM A276-98B 420



•



Ukuran Nominal Pasak



: 10 × 8



•



Lebar Pasak



: 10 mm



•



Tinggi Pasak



: 8 mm



•



Jari – Jari Fillet Pasak



: 0,5 mm



•



Tinggi Alur Pasak pada Poros



: 5 mm



•



Tinggi Alur Pasak pada Impeller



: 3,3 mm



•



Panjang Pasak



: 55 mm



•



Volume Total Pasak



: 4228,32 mm3



•



Berat Pasak



: 32,98 gram



6. Spesifikasi Coupling •



Manufacturer



: John Crane



•



Type



: MHSO-0030



•



Coupling Rating



: 30 kW/1000 rpm



•



Max. Speed



: 14.000 rpm



•



DBSE



: 35,7 mm



•



Berat Coupling



: 3,41 kg



172



7. Spesifikasi Bearing dan Pelumasnya •



Manufacturer



: SKF



•



Inboard dan Outboard Bearing



: Single row deep groove ball bearing – 6313-2RS1



•



Shaft Diameter



: 65 mm



•



Lubricant



: Grease LGHP2



8. Tinjauan Ekonomi



5.2



•



Perkiraan Harga Pompa Sentrifugal : Rp. 124.755.153,5



•



Perkiraan Harga Motor Listrik



: Rp. 43.137.299,8



•



Total Investasi



: Rp. 167.892.453,3



•



Keuntungan



: Rp. 17.495.621,-/tahun



•



Pay Out Time



: 9 tahun 6 bulan



Saran Adapun saran dari penulis setelah melaksanakan perhitungan perancangan ulang



pompa sentrifugal adalah sebagai berikut: 1.



Spesifikasi perancangan pompa sentrifugal bersifat preliminary design, sehingga diperlukan penelitian lebih lanjut apabila digunakan sebagai dasar dalam perancangan pompa sentrifugal;



2.



Pemilihan bahan-bahan yang digunakan dalam perancangan pompa dipilih bahan yang tahan terhadap korosi;



173



3.



Pada perancangan selanjutnya dapat dilakukan perancangan terhadap komponen- komponen lain pada pompa sentrifugal untuk menyempurnakan perancangan yang telah dilakukan;



4.



Perkiraan harga pompa hasil perancangan belum pasti akurat 100%, untuk mendapatkan harga pompa yang sejenis dapat langsung menghubungi vendor terkait untuk mendapatkan harga yang lebih tepat;



5.



Sebelum pompa dioperasikan sebaiknya dilakukan balancing test dan performance test terlebih dahulu untuk mengetahui kemampuan maksimum dari pompa hasil perancangan;



6.



Ketika pompa telah beroperasi, sebaiknya pompa dioperasikan pada kondisi efisiensi terbaiknya (Best Efficiency Point) dan tetap melaksanakan maintenance secara teratur sesuai SOP supaya pompa tetap terjaga kehandalannya



7.



Ketika pompa telah beroperasi, sebaiknya pompa dioperasikan pada kondisi efisiensi terbaiknya (Best Efficiency Point) dan tetap melaksanakan maintenance secara teratur sesuai SOP supaya pompa tetap terjaga kehandalannya.



174



DAFTAR PUSTAKA



1. API Standart 610. 2010. “Centrifugal Pumps for Petroleum, Petrochemical and Natural Gas Industries” tenth Edition, America 2. AZoM, 2001, “Stainless Steel - Grade 420 (UNS S42000)” https://www.azom.com/article.aspx?ArticleID=972 3. Church, Austin H. 1993. Pompa dan Blower Sentrifugal. Terjemahan oleh: Zulkifli Harahap. Jakarta: Erlangga. 4. Dietzel, Fritz. 1980. Turbin Pompa dan Kompresor. Cetakan ke-5. Jakarta: Erlangga. 5. GPSA. 2004. Engineering Data Book. Twelfth Edition-FPS. USA: Gas Processors Suppliers Association. 6. Igor J. Karassik. 1985.”Pump Hand Book” Second edition. Mc Graw-Hill : Singapore. 7. Interlloy, ………., “420 Martensitic Stainless Steel Bar” http://www.interlloy.com.au/our-products/stainless-steel/420-martensiticstainless-steel-bar/ 8. JohnCrane. 2003. M Series Catalogue. JohnCrane Companies. Slough. 9. Lazarkiewicz, Stephen, dan Adam T. Troskolanski. 1965. Impeller Pump. Translated by: David K. Rutter. London: Pergamon Press. 10. M. Khetagurof, 1968, Marine Auxiliary Machinery and System. Peace Publisher, Moscow. 11. Mahardika, Muslim., dkk. 2018. Perancangan dan Manufaktur Pompa Sentrifugal. Yogyakarta: Gadjah Mada University Press. 12. Mott, Robert L., Joseph A. Untener. 2014. Applied Fluid Mechanic. Seventh Edition. USA: Pearson. 13. Peters, Max S., dkk. 2003. Plant Design and Economics for Chemical Engineers. Fifth Edition. USA: Mc Graw-Hill. 14. SKF. 2018. Rolling Bearing SKF Catalouge. Gothenburg: SKF Group. 15. SKF. 2021. 6313-2RS1 Deep Groove Ball Bearing. Gothenburg: SKF Group 16. Sularso, dan Haruo Tahara. 2000. Pompa dan Kompresor: Pemilihan, Pemakaian, dan Pemeliharaan. Jakarta: PT. Pradnya Paramita. 17. Sularso, dan Kiyokatsu Suga. 1978. Dasar Perencanaan dan Pemilihan Elemen Mesin. Jakarta: PT. Pradnya Paramita. 18. Torishima. 2011. Torishima Pump Hand Book. Osaka: Torishima Pump MFG. Co., Ltd. 19. Turton, R. K. 1994. Rotodynamic Pump Design. Cambridgeshire: Cambridge University Press. 20. .........., ……….., “SKF LubeSelect for SKF Greases” www.skf.com/group/support/engineering-tools/lubeselect-for-skf-greases 21. .........., 2020, “Hardened 420 Stainless Steel” https://www.makeitfrom.com/material-properties/Hardened-420-Stainless-Steel



Lampiran 1:



Nameplate Pompa Sentrifugal ETA-N 150 x 125-400



Lampiran 2:



Kondisi Incoming Pompa Sentrifugal ETA-N 150 x 125-400



Lampiran 3:



Materials Class Selection Guide by API Standard 610 1:124)



Lampiran 4:



Material Classes for Pump Parts 1:127)



Lampiran 5:



Material Specifications for Pump Parts 1:129)



Lampiran 5:



(Lanjutan)



Lampiran 5:



(Lanjutan)



Lampiran 5:



(Lanjutan)



Lampiran 5:



(Lanjutan)



Lampiran 6:



Miscellaneous Material Specifications 1:134)



Lampiran 7:



Construction Materials for Pumping Various Liquids 18:69)



Lampiran 7:



(Lanjutan)



Lampiran 8:



Tensile Strength of Grade 420 Stainless Steels at Tempering Temperature 2:2)



Lampiran 9:



Mechanical Properties of Hardened 420 Stainless Steels 21:…..)



Lampiran 9:



(Lanjutan)



Lampiran 10: Minimum Running Clearances 1:34)



Lampiran 11: Mechanical Properties of 420 Stainless Steels 7:…..)



Lampiran 11: (Lanjutan)



Lampiran 12: Description of MHSO Coupling 8:…..)



Lampiran 12: (Lanjutan)



Lampiran 13: Dimension of MHSO-0030 Coupling 8:…..)



Lampiran 13: (Lanjutan)



Lampiran 14: Technical Specification of 6313-2RS1 Deep Groove Ball Bearing 15:….)



Lampiran 14: (Lanjutan)



Lampiran 15: Tampilan Proses Input Data Kondisi Operasi dalam Pemilihan Grease untuk Bearing 62213-2RS1 Deep Groove Ball Bearing 20:….)



Lampiran 16: SKF Bearing Grease Selection Chart 14:124)